DE69814541T2

DE69814541T2 - Steuereinrichtung für ein stufenloses Getriebe

Info

Publication number: DE69814541T2
Application number: DE69814541T
Authority: DE
Inventors: Hisanori Nakane; Hidetoshi Nobumoto
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1997-08-25
Filing date: 1998-08-25
Publication date: 2003-12-18
Anticipated expiration: 2018-08-26
Also published as: KR19990023862A; ES2200245T3; US6063002A; EP0899485A1; DE69814541D1; JPH1163203A; EP0899485B1; JP3716569B2

Description

Die Erfindung betrifft ein System zur Steuerung eines stufenlosen Getriebes, und insbesondere ein System zur Steuerung eines stufenlosen Getriebes mit mehreren Kraftübertragungswegen, die je nach den Fahrbedingungen des Fahrzeugs wahlweise benutzt werden.
Es sind verschiedene stufenlose Getriebe wie zum Beispiel stufenlose Riemengetriebe und stufenlose Toroidgetriebe für Kraftfahrzeuge bekannt, bei denen ein Übersetzungsverhältnis zwischen einer von einem Motor kommenden Eingangsdrehzahl und einer zu den Antriebsrädern gehenden Ausgangsdrehzahl stufenlos verändert wird, um eine Motordrehzahl zu erreichen, die nach den Fahrbedingungen des Fahrzeugs einschließlich Fahrzeuggeschwindigkeit und Drosselklappenöffnung bestimmt wird. Ein solches stufenloses Toroidgetriebe hat einen ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus, der aus ringförmigen Antriebs- und Abtriebsscheiben und zwischen diesen ringförmigen Antriebs- und Abtriebsscheiben angeordneten Rollen besteht. Bei dem stufenlosen Toroidgetriebe wird das Übersetzungsverhältnis je nach der Neigung der Rolle des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus stufenlos verändert. Eines der stufenlosen Toroidgetriebe ist zum Beispiel aus den ungeprüften Japanischen Patentveröffentlichungen Nr. 3-223555 und Nr. 6-101754 bekannt. Bekanntlich wird ein sogenanntes neutrales Startsystem mit Vorgelege bei dem stufenlosen Getriebe verwendet, unabhängig davon, ob es sich dabei um ein Riemengetriebe oder ein Toroidgetriebe handelt. Bei einem solchen stufenlosen Getriebe, das mit dem neutralen Startsystem mit Vorgelege ausgestattet ist, ist der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus auf einer mit dem Motor verbundenen Getriebeeingangswelle montiert, und ein Planetenradsatz ist auf einer parallel zu der Eingangswelle angeordneten Sekundärwelle angebracht. Der Planetenradsatz besteht aus drei sich drehenden Elementen, nämlich einem Sonnenrad, einem Hohlrad und einem Planetenträger, der mit dem Sonnenrad und dem Hohlrad in Eingriff stehende Ritzel trägt. Eines dieser sich drehenden Elemente, d. h. das Hohlrad, wird als Getriebeabtriebsritzel verwendet. Die Drehung des Motors wird auf den Planetenradsatz teilweise direkt durch den Planetenträger und teilweise durch das Sonnenrad über den ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus übertragen.
Das Drehzahlverhältnis zwischen dem Planetenträger und dem Sonnenrad wird verändert durch Steuern des Übersetzungsverhältnisses des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus in einer Weise, daß das Getriebeausgangselement, d. h. das Sonnenrad, im Stillstand bleibt, womit ein neutraler Zustand erreicht wird. Durch Herauf- oder Herunterregeln des Übersetzungsverhältnisses des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus wird das Hohlrad als Getriebeausgangselement dazu veranlaßt, sich in Vorwärtsrichtung oder in Rückwärtsrichtung zudrehen. Bei dieser Art von stufenlosem Getriebe kann das Fahrzeug ohne Verwendung einer Kupplung und/oder eines Drehmomentwandlers vorwärts oder rückwärts anfahren, was eine Verbesserung des Ansprechverhaltens und des Kraftübertragungswirkungsgrades des stufenlosen Getriebes bewirkt.
Der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus wird so gesteuert, daß er sein Übersetzungsverhältnis verändert, um ein resultierendes Getriebeübersetzungsverhältnis zu erhalten oder eine Zieldrehzahl des Motors bereitzustellen, die anhand eines Steuerschemas ermittelt wird, das Schemata zur Änderung des Übersetzungsverhältnisses je nach den Fahrbedingungen des Fahrzeugs einschließlich Fahrzeuggeschwindigkeit und Drosselklappenstellung vorgibt. Wie in der Technik bekannt ist, wird das Übersetzungsverhältnis des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus verändert durch Steuern der Neigungswinkel der Rolle in bezug auf die Ringflächen der Antriebs- und Abtriebsscheibe. Da jedoch Übersetzungsverhältnisse und Neigungen der Rollen des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus fest zueinander korreliert sind, muß die Rolle, falls sie ganz in eine Richtung geneigt ist, um ein gewünschtes Übersetzungsverhältnis zu erreichen, in einem großen Neigungswinkel in bezug auf die Antriebs- und Abtriebsscheibe angeordnet werden, um die gewünschten Übersetzungsverhältnisse zu erreichen, was zu einer Abnahme des Kraftübertragungswirkungsgrades des stufenlosen Getriebes führt.
Es wird bekanntlich ein stufenloses Getriebe bereitgestellt, bei dem die Kraftübertragungswege zur Übertragung der Ausgangsleistung des Motors auf die Antriebsräder je nach den Fahrbedingungen des Fahrzeugs von dem einen auf den anderen umgeschaltet werden, um die Korrelation zwischen den Übersetzungsverhältnissen und den Neigungen der Rollen des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus umzukehren. Bei dem stufenlosen Getriebe dieser Art bleiben die Neigungen der Rolle innerhalb vorgegebener Winkelgrenzwerte für alle gewünschten Übersetzungsverhältnisse. Damit das stufenlose Getriebe einen verzahnten neutralen Zustand herstellen kann, werden zwei Kraftübertragungswege so organisiert, daß ein erster Kraftübertragungsweg die Ausgangsleistung des Motors über einen ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus und einen Planetenradsatz auf die Antriebsräder überträgt, um das resultierende Übersetzungsverhältnis herabzusetzen, wenn der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus sein Übersetzungsverhältnis bei den Vorwärtsgängen erhöht, und daß ein zweiter Kraftübertragungsweg die Ausgangsleistung des Motors über den ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus auf die Antriebsräder überträgt, um sein Übersetzungsverhältnis herabzusetzen, wenn der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus sein Übersetzungsverhältnis verkleinert. Wenn zum Beispiel das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes nach einer Erhöhung der Fahrzeuggeschwindigkeit herabgesetzt Wird, wird die Rolle in eine Richtung geneigt, in der der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus sein Übersetzungsverhältnis erhöht (diese Steuerung des Übersetzungsverhältnisses wird als Steuerung des Übersetzungsverhältnisses in den niedrigen Gängen bezeichnet), nachdem das stufenlose Getriebe aus der verzahnten Neutralstellung auf den ersten Kraftübertragungsweg geschaltet wurde und anschließend in eine entgegengesetzte Richtung, in der der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus sein Übersetzungsverhältnis herabsetzt (diese Steuerung des Übersetzungsverhältnisses wird als Steuerung des Übersetzungsverhältnisses in den hohen Gängen bezeichnet), nachdem das stufenlose Getriebe auf den zweiten Kraftübertragungsweg geschaltet wurde. Demnach behält der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus die Neigungen der Rolle innerhalb der vorgegebenen Winkelgrenzen bei, womit verhindert wird, daß es bei dem stufenlosen Getriebe zu einem Abfall im Wirkungsgrad der Kraftübertragung kommt.
Falls das stufenlose Getriebe zwischen dem ersten und zweiten Kraftübertragungsweg umgeschaltet wird, wenn es in dem resultierenden Übersetzungsverhältnis einen Unterschied gibt zwischen der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die niedrigen Gänge, wo der erste Kraftübertragungsweg verwendet wird, und der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die hohen Gänge, wo der zweite Kraftübertragungsweg verwendet wird, kommt es zu einer so starken Änderung im Übersetzungsverhältnis des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus, daß die Fahrzeuginsassen einen Schaltstoß spüren. Aus diesem Grund muß das Umschalten des stufenlosen Getriebes zwischen der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die niedrigen Gänge und der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die hohen Gänge rechtzeitig an einem Punkt erfolgen, wo sich das resultierende Übersetzungsverhältnis stufenlos verändert zwischen der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die niedrigen Gänge und der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die hohen Gänge, d. h. die resultierenden Übersetzungsverhältnisse des stufenlosen Getriebes sind bei der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die niedrigen Gänge und für die hohen Gänge miteinander identisch. Demnach ist dieser Punkt ein charakteristischer Punkt, der anhand der Fahrzeuggeschwindigkeit und der Drosselklappenöffnung ermittelt wird, und liegt auf einer für jede spezielle Drosselklappenöffnung angegebenen Steuerlinie für das Übersetzungsverhältnis. Wenn man die Punkte auf den für spezielle Drosselklappenöffnungen angegebenen Steuerlinien für das Übersetzungsverhältnis durch eine Linie miteinander verbindet, bildet diese Linie eine Modenumschaltlinie, wobei ein Neigungswinkel der Linie das oben beschriebene resultierende Übersetzungsverhältnis anzeigt.
Wenn das Fährzeug beim Überqueren der Modenumschaltlinie seine Geschwindigkeit ändert, ändert das stufenlose Getriebe die Steuerungsarten für das Übersetzungsverhältnis bzw. die Kraftübertragungswege von dem einen zum anderen. Wenn das Fahrzeug auf eine wiederholt auf und ab führende Straße kommt, wobei man mit dem Fuß fest auf dem Fahrpedal bleibt, d. h. die Drosselklappe in einer festen Stellung geöffnet bleibt, ändert das Fahrzeug seine Geschwindigkeit je nach der auf und ab führenden Straße. Wenn sich die Fahrzeuggeschwindigkeit beim Überqueren des Umschaltpunktes wiederholt ändert, schaltet das stufenlose Getriebe die Kraftübertragungswege häufig um, was immer zu einem Nachlauf beim Umschalten der Kraftübertragungswege führt. Da der Fahrer die Fahrpedalstellung nicht ändert, spürt der Fahrer ferner Stöße beim Umschalten der Kraftübertragungswege. Dieses Problem tritt häufig auf bei stufenlosen Getrieben, die wahlweise eine Vielzahl von Kraftübertragungswegen nutzen.
Das US-Patent Nr. 4,464,952 offenbart ein Toroidgetriebe mit zwei Kraftübertragungswegen nach dem Oberbegriff von Anspruch 1, bei dem die Hysterese aktiviert und das Übersetzungsverhältnis am Synchronpunkt konstant gehalten wird, um das Problem mit dem Nachlauf zu vermeiden.
Ferner offenbart die GB 1,603,853 ein Getriebe mit veränderlichem Übersetzungsverhältnis, wobei das Übersetzungsverhältnis entsprechend dem mit einem Dynamometer gemessenen Drehmoment der Ausgangsweile gesteuert wird.
Angesichts der bisher bekannten Getriebe ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein System zur Steuerung eines stufenlosen Getriebes mit mehreren wahlweise verwendeten Kraftübertragungswegen bereitzustellen, bei dem der von Stößen begleitete Nachlauf beim Umschaltender Kraftübertragungswege verhindert bzw. signifikant reduziert wird.
Gemäß der vorliegenden Erfindung wird diese Aufgabe gelöst durch ein Steuersystem nach Anspruch 1. Bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung sind Gegenstand der weiteren Ansprüche.
Das System zur Steuerung eines zwischen einem Motor und Antriebsrädern angeordneten stufenlosen Getriebes, das einen ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus umfaßt, sorgt für eine stufenlose Veränderung eines Übersetzungsverhältnisses zwischen einer von dem Motor kommenden Eingangsdrehzahl und einer zu den Antriebsrädern eines Fahrzeugs gehenden Ausgangsdrehzahl entsprechend Steuerschemata für das Übersetzungsverhältnis, die anhand der Fahrbedingungen des Fahrzeugs einschließlich Fahrzeuggeschwindigkeit und Motorlast vorgegeben wurden, und schaltet die Kraftübertragung zwischen mehreren Kraftübertragungswegen zur Übertragung eines Motorausgangsdrehmoments auf die Antriebsräder um, wobei wenigstens einer der Kraftübertragungswege den ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus umfaßt, wobei die Kraftübertragungswege entsprechend den anhand der Fahrbedingungen des Fahrzeugs vorgegebenen Umschaltcharakteristiken wahlweise aufgebaut werden. Das System zur Steuerung des stufenlosen Getriebes betätigt Umschalteinrichtungen, wie zum Beispiel Reibkupplungen, um die Kraftübertragungswege entsprechend der vorgegebenen Umschaltcharakteristik auf der Basis der Fahrbedingungen des Fahrzeugs wahlweise vom einen zum anderen umzuschalten, und um den ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus entsprechend dem anhand der Fahrbedingungen des Fahrzeugs ausgewählten, vorbestimmten Steuerschema für das Übersetzungsverhältnis zu steuern. Jedes vorbestimmte Steuerschema für das Übersetzungsverhältnis ist dabei teilweise in zwei getrennte Abschnitte unterteilt, wovon der eine nur während der Beschleunigung des Fahrzeugs und der andere nur während des Schiebebetriebs des Fahrzeugs verwendet wird.
Der stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus kann zu einem stufenlosen Toroidgetriebe gehöhren, das aus einer ringförmigen Antriebsscheibe, einer ringförmigen Abtriebsscheibe und einer Rolle besteht, die zwischen der ringförmigen Antriebs- und Abtriebsscheibe angeordnet ist und sich relativ zu der ringförmigen Antriebs- und Abtriebsscheibe neigen kann, und ein Übersetzungsverhältnis entsprechend den Neigungen der Rolle stufenlos verändert zwischen einer von dem Motor auf die ringförmige Antriebsscheibe übertragenen Eingangsdrehzahl und einer von der ringförmigen Abtriebsscheibe auf die Antriebsräder übertragenen Ausgangsdrehzahl.
Die getrennten Abschnitte des Steuerschemas für das Übersetzungsverhältnis sind vorgesehen für einen vorgegebenen Bereich an Fahrzeuggeschwindigkeiten einschließlich einer speziellen Fahrzeuggeschwindigkeit, bei der das stufenlose Getriebe zwischen zwei verschiedenen Kraftübertragungswegen umgeschaltet wird. Das System zur Steuerung des stufenlosen Getriebes schaltet das stufenlose Getriebe von einer Steuerung des Übersetzungsverhältnisses entsprechend einem Abschnitt eines Steuerschemas für das Übersetzungsverhältnis auf eine Steuerung des Übersetzungsverhältnisses entsprechend einem anderen Abschnitt des Steuerschemas für das Übersetzungsverhältnis um, wenn sich der Fahrzustand des Fahrzeugs von der Beschleunigung in den Schiebebetrieb ändert oder umgekehrt, und behält ein Übersetzungsverhältnis zu Beginn des Umschaltens der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses bei, bis das Umschalten der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses beendet ist.
Das stufenlose Getriebe kann gleichzeitig zwei Kraftübertragungswege aufbauen, wobei in der Neutralstellung der eine den ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus umfaßt und der andere keinen ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus umfaßt. Das heißt, in der Neutralstellung wird der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus so gesteuert, daß er über den ersten Kraftübertragungsweg eine Ausgangsdrehzahl liefert und daß die Ausgangsdrehzahl durch den anderen Kraftübertragungsweg aufgehoben wird.
Bei dem Steuersystem für das stufenlose Getriebe mit einem ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus gemäß der Erfindung wird das stufenlose Getriebe entsprechend einem vorbestimmten Steuerschema anhand der Fahrbedingungen des Fahrzeugs einschließlich mindestens der Fahrzeuggeschwindigkeit so gesteuert, daß es zwischen zwei Kraftübertragungswegen umschaltet, wovon der eine den ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus umfaßt und der andere keinen ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus umfaßt, und der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus wird so gesteuert, daß er ein Übersetzungsverhältnis entsprechend vorbestimmten Steuerschemata auf der Basis der Fahrbedingungen des Fahrzeugs einschließlich mindestens der Fahrzeuggeschwindigkeit und der Motorlast stufenlos verändert. Für jede vorgegebene Motorlast oder Drosselklappenöffnung ist das Steuerschema für das Übersetzungsverhältnis teilweise in zwei getrennte Abschnitte unterteilt, wobei der eine Abschnitt nur während der Beschleunigung des Fahrzeugs verwendet wird und der andere Abschnitt nur während des Schiebebetriebs des Fahrzeugs verwendet wird. Jedesmal wenn das Fahrzeug zwischen Beschleunigung und Schiebebetrieb wechselt, wird der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus so gesteuert, daß er ein Übersetzungsverhältnis entsprechend verschiedenen Steuerschemata verändert, die in geeigneter Weise für die Beschleunigung und den Schiebebetrieb vorbestimmt wurden, so daß der von Stößen begleitete Nachlauf beim Umschalten der Kraftübertragungswege des stufenlosen Getriebes vom einen zum anderen nicht auftritt.
Wenn das Fahrzeug zum Beispiel von der Beschleunigung in den Schiebebetrieb wechselt, weil eine Straße ansteigt, während man das Fahrpedal in einer festen Stellung gedrückt hält, kommt es zu einem Umschalten des Steuerschemas des ringförmigen stufenlosen Zahnradmechanismus von dem Steuerschema für die Beschleunigung auf das Steuerschema für den Schiebebetrieb. Weil die Fahrzeuggeschwindigkeit vor und nach dem Umschalten des Steuerschemas nicht sofort geändert wird, wird zwischen einem Umschalten der Kraftübertragungswege, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit eine Umschaltgeschwindigkeit im Beschleunigungsabschnitt des Steuerschemas während der Beschleunigung überschreitet, und einem Umschalten der Kraftübertragungswege, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit eine Umschaltgeschwindigkeit in dem Verzögerungsabschnitt des Steuerschemas während des Schiebebetriebs übersteigt, ein längerer Zeitraum vorgesehen, indem das Steuerschema für das Übersetzungsverhältnis so festgelegt wird, daß ein Unterschied zwischen einer gemäß dem Verzögerungsabschnitt des Steuerschemas gesteuerten Zielgeschwindigkeit des Fahrzeugs und einer momentanten Fahrzeuggeschwindigkeit größer ist als ein Unterschied zwischen einer gemäß dem Beschleunigungsabschnitt des Steuerschemas gesteuerten Zielgeschwindigkeit des Fahrzeugs und der momentanen Fahrzeuggeschwindigkeit.

KURZE BESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN

Die obengenannten und weitere Aufgaben und Merkmale der vorliegenden Erfindung werden klar verständlich aus der folgenden ausführlichen Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen; darin zeigen:
Fig. 1 eine Prinzipdarstellung eines stufenlosen Toroidgetriebes, das durch ein Steuersystem gemäß einer Ausführungsform der Erfindung gesteuert wird;
Fig. 2 eine ausgedehnte Querschnittsansicht eines wesentlichen Teils des stufenlosen Toroidgetriebes;
Fig. 3 eine Querschnittsansicht von Fig. 2 längs der Linie A-A;
Fig. 4 eine erläuternde Ansicht des Einbaus eines ersten Zahnrades, das einen Antriebsstrang für die hohen Gänge bildet;
Fig. 5 eine erläuternde Ansicht einer Variation des Einbaus des ersten Zahnrades, das den Antriebsstrang für die hohen Gänge bildet;
Fig. 6 eine erläuternde Ansicht zur Darstellung der Korrelation zwischen dem ersten Zahnrad, einem Belastungsnocken und einer Antriebsscheibe;
Fig. 7 eine vergrößerte Querschnittsansicht einer Antriebswelle und auf der Antriebswelle montierter Teile;
Fig. 8 eine vergrößerte Querschnittsansicht einer sekundären Antriebswelle und auf der Sekundärwelle montierter Teile;
Fig. 9 eine schematische Prinzipdarstellung eines Rückflusses bzw. einer Zirkulationsströmung in dem stufenlosen Toroidgetriebe gemäß einer Ausführungsform der Erfindung;
Fig. 10 einen Hydraulikschaltplan des stufenlosen Toroidgetriebes;
Fig. 11 eine teilweise Querschnittsansicht eines Dreiwegeventils zur Erzeugung des Hydraulikdruckes zur Getriebesteuerung, gesehen in Richtung B in Fig. 3;
Fig. 12 eine teilweise Querschnittsansicht eines Nockenmechanismus, gesehen in Richtung C in Fig. 3;
Fig. 13 ein Blockschaltbild eines Steuersystems für das stufenlose Toroidgetriebe gemäß der Erfindung;
Fig. 14 eine erläuternde Darstellung der Traktionskraft;
Fig. 15 eine Kennlinie zur Darstellung der Beziehung zwischen der Anzahl von an einen Schrittmotor angelegten Impulsen und dem Übersetzungsverhältnis des Toroidmechanismus;
Fig. 16 eine Kennlinie zur Darstellung der Beziehung zwischen der Anzahl von an einen Schrittmotor angelegten Impulsen und dem resultierenden Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Toroidgetriebes;
Fig. 17 eine schematische Ansicht eines bei der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses verwendeten Steuerschemas für die Motordrehzahl;
Fig. 18 ein Ablaufdiagramm zur Veranschaulichung einer sequentiellen Routine zur Steuerung der Schwankung in der Ausgangsdrehzahl für einen Mikrocomputer der Steuereinheit;
Fig. 19 ein Ablaufdiagramm zur Veranschaulichung einer sequentiellen Routine der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses im Leerlauf für den Mikrocomputer der Steuereinheit;
Fig. 20 eine Kennlinie zur Veranschaulichung des resultierenden Übersetzungsverhältnisses bei der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses im Ruhezustand;
Fig. 21 eine erläuternde Ansicht des Einbaus eines massiven Elements zur Herabsetzung von Drehzahlschwankungen in ein zweites Zahnrad, das einen Antriebsstrang für die hohen Gänge bildet;
Fig. 22 ein Ablaufdiagramm zur Veranschaulichung einer sequentiellen Routine zur Steuerung des Gangwechsels für den Mikrocomputer der Steuereinheit; und
Fig. 23 eine erläuternde Darstellung der Kennlinien, wie sie bei der Steuerung des Gangwechsels verwendet werden.

AUSFÜHRLICHE BESCHREIBUNG DER BEVORZUGTEN AUSFÜHRUNGSFORMEN

Mit Bezug auf die Zeichnungen im einzelnen, und insbesondere mit Bezug auf Fig. 1, in der ein stufenloses Toroidgetriebe 10 mit einem Steuersystem gemäß einer Ausführungsform der Erfindung dargestellt ist, hat das stufenlose Getriebe 10 drei Wellen, nämlich eine Antriebswelle 11, die mit einer Abtriebswelle 2 eines Motors 1 über einen ringförmigen Dämpfer 3 verbunden ist, eine hohle Primärwelle 12, in der die Antriebswelle 11 koaxial angeordnet ist, und eine parallel zur der Primärwelle 12 angeordnete Sekundärwelle 13. Diese Getriebewellen 11-13 verlaufen quer in der Fahrzeugkarosserie. An der Primärwelle 12 sind ein erster bzw. hinterer und ein zweiter bzw. vorderer ringförmiger stufenlos veränderlicher Zahnradmechanismus 20 und 30 der Reihe nach von einer von dem Motor 1 abgewandten Seite aus und ein Belastungsnocken 40 angebracht. An der Sekundärwelle 13 sind ein Planetenradsatz 50 und zwei Kupplungen, nämlich eine Kupplung 60 für die niedrigen Gänge und eine Kupplung 70 für die hohen Gänge angebracht. Zwischen der Antriebswelle 11 und der Sekundärwelle 13 gibt es Antriebsstränge 80 und 90 für die niedrigen und die hohen Gänge. Der erste und zweite ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus 20 und 30 haben denselben Aufbau. Jeder ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus 20, 30 umfaßt eine Antriebsscheibe 21, 31, eine Abtriebsscheibe 22, 32 und eine erste und zweite Rolle 23, 33 zwischen der Antriebs- und Abtriebsfläche, um die Antriebskraft vom einen zum anderen zu übertragen. Die Antriebsscheiben 21 und 31 sind durch Kerbverzahnung auf der Primärwelle 12 befestigt. Die Abtriebsscheiben 22 und 32 sind einstückig als Ganzes ausgebildet, das im folgenden als integrierte Abtriebsscheibe 34 bezeichnet wird.
Der erste ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus 20 ist so angeordnet, daß er die Fläche der Antriebsscheibe 21 zu dem Motor 1 hin richtet, und der zweite ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus 30 ist so angeordnet, daß er die Fläche der Abtriebsscheibe 32 zu dem Motor 1 hin richtet. Die Antriebsscheiben 21 und 31 des ersten und zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 sind jeweils fest an den entgegengesetzten Enden der Primärwelle 12 angebracht, und die Abtriebsscheiben 22 und 32 des ersten und zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 sind drehbar auf der Primärwelle 12 montiert.
Die Antriebswelle 11 ist mit einem ersten Zahnrad 81 für die niedrigen Gänge versehen, das Bestandteil des Antriebsstranges 80 für die niedrigen Gänge ist und an einem Ende desselben entfernt von dem Motor 1 und dem Belastungsnocken 40 zwischen dem ersten Zahnrad 81 für die niedrigen Gänge und dem ersten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 befestigt ist. Die integrierte Abtriebsscheibe 34 ist mit einem am Umfang angeordneten ersten Zahnrad 91 für die hohen Gänge versehen, das Bestandteil des Antriebsstranges 90 für die hohen Gänge ist. Auf der Sekundärwelle 13 sind ein zweites Zahnrad 82 für die niedrigen Gänge, das Bestandteil des Antriebsstranges 80 für die niedrigen Gänge ist, und ein zweites Zahnrad 92 für die hohen Gänge, das Bestandteil des Antriebsstranges 90 für die hohen Gänge ist, drehbar gelagert. Diese ersten und zweiten Zahnräder 81 und 82 für die niedrigen Gänge des Antriebsstranges 80 für die niedrigen Gänge sind über ein Zwischenrad 83 für die niedrigen Gänge miteinander verbunden, und analog dazu sind die ersten und zweiten Zahnräder 91 und 92 für die hohen Gänge des Antriebsstrangs 90 für die hohen Gänge über ein Zwischenrad 93 für die hohen Gänge miteinander verbunden. Auf der Sekundärwelle 13 ist der Planetenradsatz 50 gelagert, der ein mit dem zweiten Zahnrad 92 für die hohen Gänge in Eingriff stehendes Sonnenrad 52 und ein an der Sekundärwelle 13 befestigtes Hohlrad 53 aufweist. Die Kupplung 70 für die hohen Gänge ist neben dem zweiten Zahnrad 92 für die hohen Gänge angeordnet, um das zweite Zahnrad 92 für die hohen Gänge mit der Sekundärwelle 13 zu verbinden und um das zweite Zahnrad 92 für die hohen Gänge von der Sekundärwelle 13 zu trennen. Die Sekundärwelle 13 ist an einem Ende über einen Abtriebsstrang 4, der aus einem ersten und zweiten Zahnrad 4a und 4b besteht, mit einem Differential 5 verbunden. Die Antriebskraft wird durch das Differential 5 auf die rechten und linken Radantriebsachsen 6a und 6b übertragen.
Weil der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus 20 und 30 jeweils denselben Aufbau hat, wie bereits beschrieben, bezieht sich die folgende Beschreibung nur auf den ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20.
Gemäß Fig. 2 und 3 im einzelnen ist jede Rolle 22, 23 über eine radial verlaufende Welle 24 auf einem Zapfen 25 gelagert. Die Rolle 22, 23 steht an beiden Enden in Kontakt mit den entgegengesetzten Ringflächen der Antriebs- und Abtriebsscheibe 21 und 22. Die erste und zweite Rolle 22 und 23 liegen in der durch die mittige Drehachse der Antriebswelle 12 verlaufenden Ebene und auf entgegengesetzten Seiten der mittigen Drehachse der Antriebswelle 12. Der Zapfen 25 wird auf axial entgegengesetzten Seiten durch Träger 26 so gehalten, daß er sich um eine zu der Ringfläche tangentiale und zu der Welle 24 senkrechte horizontale Achse X dreht und sich entlang der Achse X hin- und herbewegt. Der Zapfen 25 ist mit einer Zapfenstange 27 versehen, die in Richtung der Achse X verläuft. Die Rolle 23 wird mit Hilfe einer Gangwechselsteuereinheit 110 gerollt, die über den Zapfen 25 und die Zapfenstange 27 an dem Getriebegehäuse 100 befestigt ist.
Die Gangwechselsteuereinheit 110 umfaßt einen Hydrauliksteuerabschnitt 111 und einen Zapfenantriebsabschnitt 112. Der Zapfenantriebsabschnitt 112 umfaßt einen Kolben 113&sub1; und einen Kolben 114&sub1;, die beide an der Stange 27 für die erste Rolle 23&sub1; befestigt sind, und einen Kolben 113&sub2; und einen Kolben 114&sub2;, die beide an der Stange 27 für die zweite Rolle 23&sub2; befestigt sind. Hydraulikdruckkammern 115&sub1;, und 116&sub1; sind jeweils gegenüber dem ersten Kolben 113&sub1; und dem ersten Kolben 114&sub1; ausgebildet, und analog dazu sind die Hydraulikdruckkammern 115&sub2; und 116&sub2; jeweils gegenüber dem zweiten Kolben 113&sub2; und dem zweiten Kolben 114&sub2; ausgebildet. Die Hydraulikdruckkammer 115&sub1; für den ersten Kolben 113&sub1; befindet sich nahe bei der ersten Rolle 23&sub1;, und die Hydraulikdruckkammer 116&sub1; für den ersten Kolben 114&sub1; befindet sich weit weg von der ersten Rolle 23&sub1;. Dagegen befindet sich die Hydraulikdruckkammer 116&sub2; für den zweiten Kolben 113&sub2; nahe bei der zweiten Rolle 23&sub2;, und die Hydraulikdruckkammer 115&sub2; für den zweiten Kolben 114&sub2; befindet sich weit weg von der zweiten Rolle 23&sub2;. Der durch den Hydrauliksteuerabschnitt 111 gelieferte Hydraulikdruck wird über die Ölwege 117 bzw. 118 in die Hydraulikdruckkammern 115&sub1; und 115&sub2; eingeleitet.
Wenn bei der Steuerung der Zufuhr von Hydraulikdruck für den ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 der Hydraulikdruck PH in der ersten und zweiten Hydraulikdruckkammer 115&sub1; und 115&sub2; höher wird als ein neutraler Wert und höher als der Hydraulikdruck PL in der ersten und zweiten Hydraulikdruckkammer 116&sub1; und 116&sub2; für eine Reduzierung der Geschwindigkeit, wird der erste Zapfen 25&sub1; gemäß Fig. 3 horizontal nach rechts gedrückt, und der zweite Zapfen 25&sub2; wird nach links gedrückt. Wenn sich die Abtriebsscheibe 22 gemäß Fig. 3 im Uhrzeigersinn dreht, erhält die erste Rolle 23&sub1; von der Abtriebsscheibe 22 eine nach unten gerichtete Kraft und von der Antriebsscheibe 21, die sich während der Bewegung nach rechts gegen den Uhrzeigersinn dreht, eine nach oben gerichtete Kraft, und im Gegensatz dazu erhält die zweite Rolle 23&sub2; von der Abtriebsscheibe 22 eine nach oben gerichtete Kraft und von der Antriebsscheibe 21 während der Bewegung nach links eine nach unten gerichtete Kraft. Infolgedessen neigen sich beide Rollen 23&sub1; und 23&sub2; so, daß ihre Berührungspunkte mit den Ringflächen der Antriebsscheibe 21 radial nach außen und ihre Berührungspunkte mit den Ringflächen der Abtriebsscheibe 22 radial nach innen verschoben werden, wodurch ein Übersetzungsverhältnis des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 herabgesetzt wird. Wenn dagegen der Hydraulikdruck PL in der ersten und zweiten Hydraulikdruckkammer 116&sub1; und 116&sub2; für eine Reduzierung der Geschwindigkeit höher wird als ein neutraler Wert und höher als der Hydraulikdruck PH in der ersten und zweiten Hydraulikdruckkammer 115&sub1; und 115&sub2; für eine Erhöhung der Geschwindigkeit, wird der erste Zapfen 25&sub1; gemäß Fig. 3 horizontal nach links gedrückt, und der zweite Zapfen 25&sub2; wird nach rechts gedrückt. Wenn sich zu diesem Zeitpunkt die Abtriebsscheibe 22 in Richtung X dreht, erhält die erste Rolle 23&sub1; während der Bewegung nach links eine nach oben gerichtete Kraft von der Abtriebsscheibe 22 und eine nach unten gerichtete Kraft von der Antriebsscheibe 21, und die zweite Rolle 23&sub2; erhält während der Bewegung nach links eine nach unten gerichtete Kraft von der Abtriebsscheibe 22 und eine nach oben gerichtete Kraft von der Antriebsscheibe 21. Infolgedessen sind beide Rollen 23&sub1; und 23&sub2; so geneigt, daß sich ihre Berührungspunkte mit den Ringflächen der Antriebsscheibe 21 radial nach innen verschieben und sich ihre Berührungspunkte mit den Ringflächen der Abtriebsscheibe 22 radial nach außen verschieben, wodurch der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus 20 auf ein höheres Übersetzungsverhältnis umgeschaltet wird. Die Steuerung des Hydraulikdruckes PH oder PL wird später anhand der in Fig. 10 gezeigten Hydraulikdrucksteuerschaltung 200 näher beschrieben.
Die Funktionsweise des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 30 entspricht der oben beschriebenen Funktionsweise des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20.
Weil die verzahnten Antriebsscheiben 21 und 22 an den entgegengesetzten verzahnten Enden der Primärwelle 12 angebracht sind und die Abtriebsscheiben 22 und 32 integriert sind, haben der erste und zweite ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus 20 und 30 immer dieselbe Eingangsdrehzahl und Ausgangsdrehzahl und liefern immer dasselbe Übersetzungsverhältnis.
Gemäß Fig. 4 ist die integrierte Abtriebsscheibe 34 mit dem ersten Hohlrad 91 für die hohen Gänge versehen, das mit der Außenwand der integrierten Abtriebsscheibe 34 verschweißt ist. Die integrierte Abtriebsscheibe 34 und das erste Zahnrad 91 für die hohen Gänge sind mit ringförmigen ineinandergreifenden Schultern versehen, um zum Schweißen eine ringförmige Ausnehmung Y zu bilden. Das heißt, ein Schweißabschnitt ist von einer der Ringflächen, nämlich der Ringfläche 34a der integrierten Abtriebsscheibe 34 getrennt. Diese ringförmige Ausnehmung Y verhindert, daß die Rolle 23 die Füllung Z aus Schweißmetall beeinträchtigt. Da das erste Hohlrad 91 für die hohen Gänge mit der Außenwand der integrierten Abtriebsscheibe 34 verschweißt ist, kann das erste Hohlrad 91 für die hohen Gänge nicht in axialer Richtung klappern. In diesem Fall besteht das erste Hohlrad 91 für die hohen Gänge aus einem Material geringer Härte, und die integrierte Abtriebsscheibe 34 besteht aus einem Material hoher Härte. Während bei dem ersten Hohlrad 91 für die hohen Gänge ein Zahnbruch wegen des harten Eingreifens in das zweite Hohlrad 92 für die hohen Gänge, das mit dem Sonnenrad 52 des Planetenradsatzes 50 in Eingriff steht, vermieden wird, wird eine plastische Verformung der integrierten Abtriebsscheibe 34 infolge eines Reibkontakts mit der Rolle 23 verhindert. Um einen Unterschied in der Härte zwischen dem ersten Hohlrad 91 für die hohen Gänge und der integrierten Abtriebsscheibe 34 zu erreichen, sollte diese durch eine Aufkohlungsbehandlung einsatzgehärtet werden. Insbesondere hat die integrierte Abtriebsscheibe 34 eine größere Einsatzhärtetiefe als das erste Hohlrad 91 für die hohen Gänge. Auch in diesem Fall ist ein Schweißabschnitt von der Ringfläche 34a der integrierten Abtriebsscheibe 34 getrennt, so daß die Füllung Z aus Schweißmetall dank der ringförmigen Ausnehmung Y von der aufgekohlten Oberfläche der integrierten Abtriebsscheibe 34 isoliert ist. Ferner kann das erste Hohlrad 91 für die hohen Gänge durch plastische Verformung anstatt durch Schweißen mit der integrierten Abtriebsscheibe 34 zusammengefügt werden. Zum Beispiel sind gemäß Fig. 5 das erste Hohlrad 91 für die hohen Gänge und die integrierte Abtriebsscheibe 34 jeweils mit zusammenpassenden Hälften einer Schulterbohrung Y' ausgebildet. Ein Verbindungsring Z' aus einem Weicheisenmaterial ist mit Preßsitz in die durch Rändeln fertiggestellte Schulterbohrung Y' eingepaßt. Auf diese Weise wird der Verbindungsring Z' so verformt, daß er die Rillen der Schulterbohrung Y' ausfüllt, woraufhin das erste Hohlrad 91 für die hohen Gänge und die integrierte Abtriebsscheibe 34 zusammengefügt werden. Andernfalls kann die integrierte Abtriebsscheibe 34 auf ihrem Umfang mit einem außen verzahnten Zahnrad als erstem Hohlrad 91 für die hohen Gänge ausgebildet sein. Eine Aufkohlungsbehandlung wird so vorgenommen, daß die Ringfläche der integrierten Abtriebsscheibe 34 eine größere Einsatzhärtetiefe hat als das Außenzahnrad.
In Fig. 6 ist der Belastungsnocken 40 näher dargestellt. Der Belastungsnocken 40 hat eine Nockenscheibe 41, die zwischen dem ersten Zahnrad 81 für die niedrigen Gänge des Antriebsstrangs 80 für die niedrigen Gänge und der Antriebsscheibe 21 des ersten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 angeordnet ist. Auf der Nockenscheibe 41 ist ein Oberflächennocken mit abwechselnd angeordneten Erhebungen und Vertiefungen 21a ausgebildet. Auf der dahinter befindlichen Antriebsscheibe 21 ist ein Oberflächennocken entsprechend dem Oberflächennocken der Nockenscheibe 41 ausgebildet. Zwischen den Oberflächennocken befinden sich mehrere durch eine Haltescheibe 42 gehaltene Rollen 43. Die Nockenscheibe 41 ist über mehrere Verbindungsstifte 44 mechanisch mit dem ersten Zahnrad 81 für die niedrigen Gänge verbunden. Gemäß Fig. 6 sind konische Tellerfedern 45, ein Nadellager 46 und ein Laufring 47 zwischen der Nockenscheibe 41 und dem Primärwellenflansch 12a angeordnet. Die Nockenscheibe 41 wird durch die konischen Tellerfedern 45 gegen die Antriebsscheibe 21 gedrückt. Durch diesen Aufbau sind die Rollen 43 zwischen den Vertiefungen 21a und 41a der Oberflächennocken angeordnet, um das in die Nockenscheibe 41 eingeleitete Antriebsdrehmoment durch die Antriebswelle 11 über das erste Zahnrad 81 für die niedrigen Gänge auf die Antriebsscheibe 21 des ersten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und über die Primärwelle 12 weiter auf die. Antriebsscheibe 31 des zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 30 zu übertragen.
Gemäß Fig. 7 ist die rückwärtige Getriebeabdeckung 101 mit einer Ölpumpe 102 versehen, die über das erste Zahnrad 81 für die niedrigen Gänge angetrieben wird.
Gemäß Fig. 8, in der der Planetenradsatz 50 und die Kupplungen 60 und 70 für die niedrigen und die hohen Gänge dargestellt sind, ist die Sekundärwelle 13 an ihren entgegengesetzten Enden über die Lager 141 bzw. 142 in den Getriebeabdeckungen 101 und 103 drehbar gelagert. Auf dem mittleren Abschnitt der Sekundärwelle 13 sind das zweite Zahnrad 92 für die hohen Gänge und der Planetenradsatz 50 neben dem zweiten Zahnrad 92 für die hohen Gänge auf einer von dem Motor 1 entfernten Seite angebracht. Das Sonnenrad 52 des Planetenradsatzes 50 steht mit dem zweiten Zahnrad 92 für die hohen Gänge in Eingriff. Ein verzahnter Flansch 54 mit einem Außenzahnrad befindet sich auf dem verzahnten Ende der Sekundärwelle 13 hinter dem Planetenradsatz 50 und steht mit dem Innenzahnrad 53 des Planetenradsatzes 50 in Eingriff. Ferner ist die Kupplung 60 für die niedrigen Gänge auf der Sekundärwelle 13 hinter dem Flansch 54 drehbar gelagert. Diese Kupplung 60 für die niedrigen Gänge umfaßt eine innenverzahnte Kupplungstrommel 61, an der das zweite Zahnrad 82 für die niedrigen Gänge befestigt ist, eine außenverzahnte Kupplungsnabe 62, die radial innerhalb der Kupplungstrommel 61 angeordnet und über einen außenverzahnten Planetenträger 51 mit einem Flansch 55 verbunden ist, mehrere verzahnte Kupplungsscheiben 63, die abwechselnd sowohl mit der Kupplungstrommel 61 als auch mit der Kupplungsnabe 62 verbunden sind, und einen unter Federspannung stehenden Kolben 64, der in der Kupplungstrommel 61 montiert ist. Die Kupplungstrommel 61 begrenzt darin eine Hydraulikkammer 65 hinter dem Kolben 64. Der Kolben 64 wird durch den über eine Kupplungssteuereinheit 120 (siehe Fig. 3) in die Hydraulikdruckkammer 65 eingeleiteten Hydraulikdruck axial in Richtung zu dem Planetenradsatz 50 gegen eine Feder 66 gedrückt, so daß die Kupplungsscheiben 63 alle miteinander verbunden werden, wodurch das zweite Zahnrad 82 für die niedrigen Gänge und der Planetenträger 51 miteinander in Eingriff gebracht werden. Der Kolben 64 ist mit einem an seiner vorderen Wand befestigten Ausgleichskolben 67 versehen, um dazwischen eine Hydraulikdruck-Ausgleichskammer 68 bereitzustellen. Das Schmieröl in der Hydraulikdruck-Ausgleichskammer 68 hebt die auf den Kolben 64 ungleichmäßig einwirkende Schubkraft mit Hilfe der auf das Öl in der Hydraulikdruckkammer 65 wirkenden Zentrifugalkraft auf, um eine gleichmäßige Verteilung der auf den Kolben 64 wirkenden Kraft zu erreichen. Neben dem zweiten Zahnrad 92 für die hohen Gänge befindet sich eine Kupplung 70 für die hohen Gänge. Die Kupplung 70 für die hohen Gänge umfaßt eine innenverzahnte Kupplungstrommel 71, die über ein Parksperrenzahnrad 4d, eine außenverzahnte Kupplungsnabe 72, die radial innerhalb der Kupplungstrommel 71 angeordnet und mit dem zweiten Zahnrad 92 für die hohen Gänge verbunden ist, mehrere verzahnte Kupplungsscheiben 73, die abwechselnd sowohl mit der Kupplungstrommel 71 als auch mit der Kupplungsnabe 72 verbunden sind, und einen unter Federspannung stehenden Kolben 72, der in der Kupplungstrommel 71 montiert ist, mit einem auf der verzahnten Sekundärwelle 13 befindlichen ersten Zahnrad 4a des Abtriebsstranges 4 verbunden ist. Die Kupplungstrommel 71 begrenzt darin eine Hydraulikdruckkammer 75 hinter dem Kolben 74. Der Kolben 74 wird durch den über die Kupplungssteuereinheit 120 in die Hydraulikdruckkammer 75 eingeleiteten Hydraulikdruck axial in Richtung zudem Planetenradsatz 50 gegen eine Feder 76 gedrückt, so daß die Kupplungsscheiben 73 alle miteinander verbunden werden, wodurch das zweite Zahnrad 92 für die hohen Gänge und das auf der verzahnten Sekundärwelle 13 befindliche erste Zahnrad 4a des Abtriebsstranges 4 miteinander in Eingriff gebracht werden. Der Kolben 74 ist mit einem an seiner hinteren Wand befestigten Ausgleichskolben 77 versehen, um dazwischen eine Hydraulikdruck-Ausgleichskammer 78 bereitzustellen. Das Schmieröl in der Hydraulikdruck-Ausgleichskammer 78 hebt die auf den Kolben 74 ungleichmäßig einwirkende Schubkraft mit Hilfe der auf das Öl in der Hydraulikdruckkammer 75 wirkenden Zentrifugalkraft auf, um eine gleichmäßige Verteilung der auf den Kolben 74 wirkenden Kraft zu erreichen.
Die Getriebeabdeckung 101 ist mit axialen Ölwegen 131 und 133 versehen. Hydrauliköl aus der Kupplungssteuereinheit 120 wird über den axialen Ölweg 131 der Hydraulikdruckkammer 65 der Kupplung 60 für die niedrigen Gänge zugeführt und der Hydraulikdruckkammer 75 der Kupplung 70 für die hohen Gänge durch den axialen Ölweg 133 über einen in der Sekundärwelle 13 ausgebildeten axialen Ölweg 132.
Im mechanischen Betrieb des stufenlosen Getriebes 10 wird bei stehendem Fahrzeug bei der Steuerung in den niedrigen Gängen, wo die Kupplung 60 für die niedrigen Gänge gesperrt ist und die Kupplung 70 für die hohen Gänge freigegeben ist, die Drehung des Motors 1 von der Antriebswelle 11 über den Antriebsstrang 80 für die niedrigen Gänge, der aus dem ersten Zahnrad 81, dem Zwischenrad 83 und dem zweiten Zahnrad 82 besteht, auf die Sekundärwelle 12 übertragen und gleichzeitig durch den Planetenträger 51 über die Kupplung 60 für die niedrigen Gänge auf den Planetenradsatz 50 übertragen. Die auf die Antriebsweile 11 übertragene Drehung wird von dem ersten Zahnrad 81 für die niedrigen Gänge über den Belastungsnocken 40 auf die Antriebsscheibe 21 des ersten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und durch die Rollen 23 weiter auf die integrierte Abtriebsscheibe 34 übertragen. Gleichzeitig wird die Drehung von der Antriebsscheibe 21 des ersten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 über die Primärwelle 12 auf die Antriebsscheibe 31 des zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 30 und über die Rollen 23 weiter auf die integrierte Abtriebsscheibe 34 übertragen. Zu diesem Zeitpunkt steuert die Gangwechselsteuereinheit 110 den Hydraulikdruck PH für eine Erhöhung der Geschwindigkeit oder den Hydraulikdruck PL für eine Reduzierung der Geschwindigkeit so, daß die Rollen 23 des ersten und zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 in einem Neigungswinkel für ein vorgegebenes Übersetzungsverhältnis gehalten werden. Die auf die integrierte Abtriebsscheibe 34 übertragene Drehung wird weiter über den Antriebsstrang 90 für die hohen Gänge, der aus dem ersten und zweiten Zahnrad 91 und 92 für die hohen Gänge besteht, auf das Sonnenrad 52 des Planetenradsatzes 50 übertragen. Zu diesem Zeitpunkt steuert die Gangwechselsteuereinheit 110 den Hydraulikdruck PH für eine Erhöhung der Geschwindigkeit oder den Hydraulikdruck PL für eine Reduzierung der Geschwindigkeit so, daß die Rollen 23 des ersten und zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 in einem Neigungswinkel für ein vorgegebenes Übersetzungsverhältnis gehalten werden. Auf diese Weise erhält der Planetenradsatz 50 die Drehung sowohl über den Planetenträger 51 als auch über das Sonnenrad 52. Infolge der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses des ersten und zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 drehen sich der Planetenträger 51 und das Sonnenrad 52 mit derselben Drehzahl, wobei es aber nicht zu einer Drehung des Innenzahnrades 53 des Planetenradsatzes 50 kommt, d. h. zu der von der Sekundärwelle 12 über den Abtriebsstrang 4 auf das Differential 5 übertragenen Drehung. Infolgedessen bleibt das stufenlose Getriebe 10 in einem verzahnten neutralen Zustand. Wenn das Übersetzungsverhältnis des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 so verändert wird, daß es zu einer Änderung im Drehzahlverhältnis zwischen der auf den Planetenträger 51 und der auf das Sonnenrad 52 übertragenen Drehung kommt, dreht sich das Innenzahnrad 13 in beide Richtungen, so daß das Fahrzeug bei der Steuerung in den niedrigen Gängen, wo das stufenlose Getriebe 10 ein hohes resultierendes Übersetzungsverhältnis hat, vorwärts oder rückwärts anfährt.
Während das Motordrehmoment bei der in Fig. 9 schematisch dargestellten Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die niedrigen Gänge durch den Antriebsstrang 80 für die niedrigen Gänge über ein von dem Motor 1 entferntes Ende der Antriebswelle 11 auf die Sekundärwelle 13 übertragen wird, wie durch einen Pfeil a angedeutet, wird Drehmoment als in dem Planetenradsatz 50 erzeugte Reaktionskraft über den Antriebsstrang 90 für die hohen Gänge zu der integrierten Abtriebsscheibe 34 des ersten und zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 übertragen, wie durch einen Pfeil b angedeutet. Demnach wird bei der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die niedrigen Gänge Drehmoment von der integrierten Abtriebsscheibe 34 auf die Antriebsscheiben 21 und 23 des ersten und zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 bzw. 30 übertragen. Wenn dagegen zu einem vorgegebenen Zeitpunkt, nachdem das Fahrzeug in Vorwärtsrichtung angefahren ist, die Kupplung 60 für die niedrigen Gänge freigegeben und die Kupplung 70 für die hohen Gänge verriegelt wird, wird die von dem Motor 1 auf die Antriebswelle 11 übertragene Drehung durch den Belastungsnocken 40 auf die Antriebsscheibe 21 des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und durch die Rollen 23 und 33 weiter auf die integrierte Abtriebsscheibe 34 übertragen und wird dann durch die Kupplung 70 für die hohen Gänge über den Antriebsstrang 90 für die hohen Gänge weiter auf die Sekundärwelle 13 übertragen. Zu diesem Zeitpunkt dreht sich der Planetenradsatz 50, und das stufenlose Getriebe 10 liefert ein resultierendes Übersetzungsverhältnis, das nur von dem Übersetzungsverhältnis des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 abhängt. Mit anderen Worten, das stufenlose Getriebe 10 wird so gesteuert, daß es sein resultierendes Übersetzungsverhältnis bei der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die hohen Gänge kontinuierlich verändert.
Fig. 10 zeigt die Hydraulikdrucksteuerschaltung 200, die aus der Gangwechselsteuereinheit 110 und der Kupplungssteuereinheit 120 besteht, mit denen das stufenlose Getriebe 10 im Betrieb gesteuert wird. Die Hydraulikdrucksteuerschaltung 200 umfaßt verschiedene Spulenventile, nämlich ein Flegelventil 201 zum Regulieren des Druckes eines von der Ölpumpe 102 abgegebenen Arbeitsöls auf eine vorgegebene Druckhöhe und zum Einleiten des Arbeitsöls in eine Hauptdruckleitung 201, ein Entlastungsventil 204 zum Regulieren des Primärdruckes in der Hauptdruckleitung 201 auf eine vorgegebene Entlastungsdruckhöhe und zum Einleiten des Primärdruckes in eine Entlastungsdruckleitung 203, und ein Handschaltventil 208, das durch einen Handschaltknüppel (nicht dargestellt) betätigt wird, um die Hauptdruckleitung 201 in einer Fahrstufe (D) mit der ersten und zweiten Primärdruckleitung 205 und 206 oder in einem Rückwärtsgang (R) mit der ersten und dritten Primärdruckleitung 205 und 207 in Verbindung zu bringen, oder um in einer Neutralstellung (N) oder in einer Parkstellung (P) die Verbindung der Hauptdruckleitung mit allen von der ersten bis dritten Primärdruckleitung 205-207 zu trennen. Neben dem Regelventil 202 und dem Entlastungsventil 204 gibt es noch lineare Magnetventile 209 und 210. Jedes lineare Magnetventil 209, 210 erzeugt einen Steuerdruck auf der Basis eines durch ein Druckminderventil 211 auf einen vorgegebenen Wert regulierten Druckes. Das Regelventil 202 empfängt den Steuerdruck an seiner Steuerdrucköffnung 202a, um den vorgegebenen Wert des Leitungsdruckes zu regulieren. Analog dazu empfängt das Entlastungsventil 204 den Steuerdruck an seiner Steuerdrucköffnung 204a, um den vorgegebenen Wert des Entlastungsdruckes zu regulieren.
Die Hydraulikdrucksteuerschaltung 200 umfaßt ferner drei Spulenventile, nämlich ein Vorwärtsschaltventil 220 mit zwei Schiebern (das der Einfachheit halber als Vorwärtsschaltventil bezeichnet wird) zur Erzeugung eines Geschwindigkeitserhöhungs-Hydraulikdruckes PH entsprechend einem Leitungsdruck und einem Entlastungsdruck in der Fahrstufe (D), ein Rückwärtsschaltventil 230 mit zwei Schiebern (das der Einfachheit halber als Rückwärtsschaltventil bezeichnet wird) zur Erzeugung eines Geschwindigkeitsreduzierungs-Hydraulikdruckes PL im Rückwärtsgang (R), und ein Schaltventil 241 zur wahlweisen Betätigung der Schaltventile 220 und 230. Das Schaltventil 241 verschiebt seine Spule zwischen zwei Stellungen, je nachdem ob an der Steuerdrucköffnung 241a ein Druck vorhanden ist. Insbesondere verschiebt das Schaltventil 241 die Spule in die rechte Endstellung gemäß Fig. 10, um die Hauptdruckleitung 201 mit einer zu dem Vorwärtsschaltventil 220 führenden Leitungsdruckleitung 242 in Verbindung zu bringen, wenn an der Steuerdrucköffnung 241a kein Leitungsdruck empfangen wird, oder in die linke Endstellung, um die Hauptdruckleitung 201 mit einer zu dem Rückwärtsschaltventil 230 führenden Druckleitung 243 in Verbindung zu bringen, wenn an der Steuerdrucköffnung 241a der Leitungsdruck empfangen wird. Die Schaltventile 220 und 230 haben denselben Aufbau. Das Vorwärtsschaltventil 220 hat eine äußere Hülse 222, die für eine axiale Gleitbewegung in eine in einem Ventilkörper 111a des Hydraulikdrucksteuerabschnitts 111 der Gangwechselsteuereinheit 110 ausgebildete axiale Bohrung 221 (siehe Fig. 11) eingepaßt ist, und eine innere Hülse 223, die für eine axiale Gleitbewegung in die äußere Hülse 222 eingepaßt ist, und das Rückwärtsschaltventil 230 hat eine Hülse 232, die für eine axiale Gleitbewegung in eine in einem Ventilkörper 111a des Hydraulikdrucksteuerabschnitts 111 der Gangwechselsteuereinheit 110 ausgebildete axiale Bohrung 231 (siehe Fig. 11) eingepaßt ist, und eine innere Hülse 233, die für eine axiale Gleitbewegung in die äußere Hülse 232 eingepaßt ist. Das Vorwärtsschaltventil 220 hat fünf Öffnungen, nämlich eine Leitungsöffnung 224, die in der Mitte in axialer Richtung angeordnet und mit der Leitungsdruckleitung 242 verbunden ist, eine erste und zweite Druckentlastungsöffnung 225 und 226, die an entgegengesetzten Enden angeordnet und mit der Entlastungsdruckleitung 203 verbunden sind, eine Geschwindigkeitserhöhungsdrucköffnung 227, die zwischen der Leitungsdrucköffnung 224 und der ersten Druckentlastungsöffnung 225 angeordnet ist, und eine Geschwindigkeitsreduzierungsdrucköffnung 228, die zwischen der Leitungsdrucköffnung 224 und der zweiten Druckentlastungsöffnung 226 angeordnet ist. Analog dazu hat das Rückwärtsschaltventil 230 fünf Öffnungen, nämlich eine Leitungsdrucköffnung 234, die in der Mitte in axialer Richtung angeordnet und mit dar Leitungsdruckleitung 242 verbunden ist, eine erste und zweite Druckentlastungsöffnung 23&sub5; und 236, die an entgegengesetzten Enden angeordnet und mit der Entlastungsdruckleitung 203 verbunden sind, eine Geschwindigkeitserhöhungsdrucköffnung 237, die zwischen der Leitungsdrucköffnung 234 und der ersten Druckentlastungsöffnung 235 angeordnet ist, und eine Geschwindigkeitsreduzierungsdrucköffnung 238, die zwischen der Leitungsdrucköffnung 234 und der zweiten Druckentlastungsöffnung 236 angeordnet ist.
Wenn das Vorwärtsschaltventil 220 die Spulenstellung relativ zu der Ventilhülse 222 von einer neutralen Stellung nach rechts verändert, vergrößert die Ventilspule 223 eine Verbindungsöffnung zwischen der Leitungsdrucköffnung 224 und der Geschwindigkeitserhöhungsdrucköffnung 227 sowie eine Verbindungsöffnung zwischen der zweiten Druckentlastungsöffnung 226 und der Geschwindigkeitsreduzierungsdrucköffnung 228. Wenn dagegen das Vorwärtsschaltventil 220 die Spulenstellung relativ zu der Ventilhülse 222 von der neutralen Stellung nach rechts verändert, vergrößert die Ventilspule 223 eine Verbindungsöffnung zwischen der Leitungsdrucköffnung 224 und einer Geschwindigkeitsreduzierungsdrucköffnung 228 sowie eine Verbindungsöffnung zwischen der ersten Druckentlastungsöffnung 225 und der Geschwindigkeitserhöhungsdrucköffnung 227. Analog dazu vergrößert die Ventilspule 233 dann, wenn das Rückwärtsschaltventil 230 die Spulenstellung relativ zu der Ventilhülse 232 von einer neutralen Stellung nach rechts verändert, eine Verbindungsöffnung zwischen der Leitungsdrucköffnung 234 und der Geschwindigkeitserhöhungsdrucköffnung 237 sowie eine Verbindungsöffnung zwischen der zweiten Druckentlastungsöffnung 236 und der Geschwindigkeitsreduzierungsdrucköffnung 238, und wenn dagegen das Rückwärtsschaltventil 230 die Spulenstellung relativ zu der Ventilhülse 232 von der neutralen Stellung nach rechts verändert, vergrößert die Ventilspule 233 eine Verbindungsöffnung zwischen der Leitungsdrucköffnung 234 und der Geschwindigkeitsreduzierungsdrucköffnung 238 sowie eine Verbindungsöffnung zwischen der ersten Druckentlastungsöffnung 235 und der Geschwindigkeitserhöhungsdrucköffnung 237. Die jeweils von den Geschwindigkeitserhöhungsdrucköffnungen 227 und 237 des Vorwärts- und Rückwärtsschaltventils 220 und 230 ausgehenden Druckleitungen 244 und 245 und die jeweils von den Geschwindigkeitsreduzierungsdrucköffnungen 228 und 238 des Vorwärts- und Rückwärtsschaltventils 220 und 230 ausgehenden Druckleitungen 246 und 247 sind mit dem Schaltventil 241 verbunden.
Das Schaltventil 241 bringt seine Ventilspule in die rechte Endstellung, um die von der Geschwindigkeitserhöhungs- und Geschwindigkeitsreduzierungsdrucköffnung 227 und 228 des Vorwärtsschaltventils 220 ausgehenden Druckleitungen 244 und 246 mit einer zu den Geschwindigkeitserhöhungsdruckkammern 115&sub1; und 115&sub2; des Zapfenantriebsabschnitts 112 führenden Druckleitung 248 und mit einer zu den Geschwindigkeitsreduzierungsdruckkammern 116&sub1; und 116&sub2; des Zapfenantriebsabschnitts 112 führenden Druckleitung 249 in Verbindung zu bringen. Dagegen bringt das Schaltventil 241 seine Ventilspule in die linke Endstellung, um die von der Geschwindigkeitserhöhungs- und Geschwindigkeitsreduzierungsdrucköffnung 237 und 238 des Rückwärtsschaltventils 230 ausgehenden Druckleitungen 245 und 247 jeweils mit den Druckleitungen 248 und 249 in Verbindung zu bringen.
In Fig. 11 und 12 ist ein Nockenmechanismus 26() dargestellt, der jede Spule 223, 233 des Vorwärts- und Rückwärtsschaltventils 220 und 230 entsprechend einer durch einen Schrittmotor 251, 252 herbeigeführten Axialbewegung der Ventilhülse 222, 232 in axialer Richtung gegen eine Rückstellfeder 229, 239 bewegt. Die Schrittmotoren 251 und 252 sind durch Verbindungselemente 253 und 254 mit den Ventilhülsen 222 und 232 verbunden. Der Nockenmechanismus 260 umfaßt einen Nocken 261, eine Welle 262, einen Nockenstößel 263 und Antriebshebel 264 und 265. Der Nocken 261 mit einer Nockenfläche 261a ist an einer Zapfenstange 27 des Zapfens 25 des zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 30 angebracht. Die Welle 262 ist neben und senkrecht zu den Ventilspulen 223 und 233 angeordnet und auf dem Ventilkörper 111a des Hydraulikdrucksteuerabschnitts 111 drehbar gelagert. Der Nockenstößel 263 ist mit einem seiner Enden an der Welle befestigt und wird an seinem anderen Ende in Kontakt mit der Nockenfläche 261a des Nockens 261 gedrückt. Der Antriebshebel 264 zum Vorwärtsschalten ist mit einem seiner Enden an der Welle 262 befestigt und greift an seinem anderen Ende in eine Keilnut 223a der Ventilspule 223 des Vorwärtsschaltventils 220 ein. Analog dazu ist der Antriebshebel 265 zum Rückwärtsschalten mit einem seiner Enden an der Welle 262 befestigt und greift an seinem anderen Ende in eine Keilnut 233a der Ventilspule 233 des Rückwärtsschaltventils 230 ein.
Wenn sich die erste Rolle 33&sub1; des zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 30 neigt, um den Zapfen 25&sub1; und die Zapfenstange 27 zusammen um die Achse X1 zu drehen, dreht sich der Nocken 261, um gegen den Nockenstößel 263 zu drücken, woraufhin die Antriebshebel 264 und 265 mit Hilfe der Welle 262 um denselben Winkel gedreht werden. Auf diese Weise werden die Ventilspulen 223 und 233 des Vorwärts- und Rückwärtsschaltventils 220 und 230 entsprechend dem Neigungswinkel der ersten Rolle 33&sub1; axial verschoben. Demnach hängt die axiale Spulenstellung vom Neigungswinkel der Rollen 33 des zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 30 und auch vom Neigungswinkel der Rollen 23 des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 ab, d. h. vom resultierenden Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes 10.
Gemäß Fig. 10 nun wiederum ist die Hydraulikdrucksteuerschaltung 200 mit einem ersten und zweiten Magnetventil 271 und 272 zur Steuerung der Kupplung versehen. Das erste Magnetventil 271 steht durch die erste Primärdruckleitung 205 mit dem Handschaltventil 208 in Verbindung. Analog dazu steht das zweite Magnetventil 272 durch die zweite Primärdruckleitung 206 mit dem Handschaltventil 208 in Verbindung. Wenn das erste Magnetventil 271 öffnet, wird ein durch Regulieren des Leitungsdruckes von der ersten Primärdruckleitung 205 erzeugter Kupplungsverriegelungsdruck durch eine Kupplungsdruckleitung 274 über ein ausfallsicheres Ventil 273 in die Hydraulikdruckkammer 65 der Kupplung 60 für die niedrigen Gänge eingeleitet, um die Kupplung 60 für die niedrigen Gänge zu verriegeln. Analog dazu wird dann, wenn das zweite Magnetventil 272 öffnet, ein durch Regulieren des Leitungsdruckes von der zweiten Primärdruckleitung 206 erzeugter Kupplungsverriegelungsdruck durch eine Kupplungsdruckleitung 275 in die Hydraulikdruckkammer 75 der Kupplung 70 für die hohen Gänge eingeleitet, um die Kupplung 70 für die hohen Gänge zu verriegeln. Neben den Kupplungsdruckleitungen 274 und 275 gibt es noch Druckspeicher 276, 277, die den Kupplungsverriegelungsdruck in den Hydraulikdruckkammern 65 und 75 allmählich aufbauen, um dadurch das Auftreten von Schaltstößen zu verhindern. Die von dem Handschaltventil 208 ausgehende dritte Primärdruckleitung 207 ist mit der Steueröffnung 241a des Schaltventils 241 über das ausfallsichere Ventil 273 verbunden. Das Schaltventil 241 empfängt an seiner Steueröffnung 241a einen Leitungsdruck, um die Ventilspule in die linke Endstellung (Rückwärtsstellung) zu bringen, wenn sich das Handschaltventil 208 in der Rückwärtsstellung (R) befindet. Neben dem ausfallsicheren Ventil 273 gibt es noch ein Magnetventil 278. Das Magnetventil 278 liefert einen Steuerdruck, um die Ventilspule des ausfallsicheren Ventils 273 in die rechte Endstellung zu drücken, um dadurch die erste Primärdruckleitung 205 mit der Kupplungsdruckleitung 274 für die niedrigen Gänge in Verbindung zu bringen. Die Magnetventile 271, 272 und 278 sind Dreiwegeventile, die eine stromabwärtige Seite aufmachen, wenn sowohl eine stromaufwärtige als auch eine stromabwärtige Seite gesperrt sind.
Die Hydraulikdrucksteuerschaltung 200 ist ferner mit einer Schmierölleitung 281 versehen, die von einer Auslaßöffnung des Regelventils 202 ausgeht und sich zu einer zu dem ersten und zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 führenden Schmierölleitung 282 und einer zu anderen Teilen des stufenlosen Getriebes als dem ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 führenden Schmierölleitung 283 verzweigt. Die Schmierölleitung 281 ist mit einem Entlastungsventil 284 versehen, um das Schmieröl auf einen vorgegebenen Druckpegel einzustellen. Ein stromaufwärtiger Teil der Schmierölleitung 282 verzweigt sich in eine Ölleitung 286, die mit einem Kühler 285 zum Kühlen des Schmieröls versehen ist, und eine um den Kühler 285 herumgeführte Ölleitung 287. Die stromaufwärts von dem Kühler 285 verlaufende Ölleitung 286 ist mit einer Öffnung 288 und einem parallel dazu angeordneten ersten Schaltventil 289 versehen. Die Umgehungsölleitung 287 ist mit einem zweiten Schaltventil 290 versehen. Die Zufuhr des Schmieröls zu dem ersten und zweiten stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 wird über das erste und zweite Schaltventil 289 und 290 gesteuert. Entsprechend Signalen, die von einer hauptsächlich aus einem Mikroprozessor bestehenden Steuereinheit 300 (die später anhand von Fig. 13 näher beschrieben wird) kommen, öffnet das zweite Schaltventil 290, damit Arbeits- bzw. Schmieröl unter Umgehung des Kühlers 285 zu dem ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 fließen kann, wenn das Schmieröl eine Temperatur hat, die niedriger ist als eine vorgegebene Temperatur, und einen Druck, der höher ist als ein vorgegebener Druck, um zu verhindern, daß sich die Fließfähigkeit des Schmieröls infolge des mechanischen Widerstands des Kühlers 285 verschlechtert, und um eine Beschädigung und eine Verringerung der Lebensdauer des Kühlers 285 infolge des unter hohem Druck stehenden Schmieröls zu verhindern. In allen anderen Fällen schließt das zweite Schaltventil 290, damit das Schmieröl durch den Kühler läuft, bevor es den ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 erreicht. Auf diese Weise werden Ölfilme auf den Ringflächen der Antriebs- und Abtriebsscheiben 21, 22, 31 und 32 in gutem Zustand gehalten, um die Kontaktflächen der Ringscheiben mit den Rollen 23 und 33 zu schützen. Das erste Schaltventil 289 öffnet und schließt entsprechend den von der. Steuereinheit 300 kommenden Signalen. Insbesondere schließt das erste Schaltventil 289, wenn bei geschlossenem zweitem Schaltventil 290 der Motor 1 mit einer Drehzahl arbeitet, die niedriger ist als eine vorgegebene Drehzahl, und das Fahrzeug mit einer Geschwindigkeit fährt, die niedriger ist als eine vorgegebene Geschwindigkeit. Der Grund dafür ist, daß bei niedrigeren Motordrehzahlen und/oder niedrigeren Fahrzeuggeschwindigkeiten der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus 20, 30 zwar eine geringe Menge Schmieröl braucht, die Kupplungen 60 und 70 für die niedrigen und die hohen Gänge aber eine vorgegebene Menge an Schmieröl brauchen. Das durch die Schmierölleitung 282 dem ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 zugeführte Schmieröl wird außerdem durch eine Ölleitung 282a (siehe Fig. 3) Lagern zugeführt, auf denen die Rollen 23 und 33 gelagert sind, und durch eine Düse 282b (siehe Fig. 3) auf die Ringflächen gesprüht.
Die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses des in Fig. 1 dargestellten stufenlosen Getriebes 10 wird durch die in Fig. 16 im Blockdiagramm dargestellte Steuereinheit 300 ausgeführt.
Gemäß Fig. 13 empfängt die Steuereinheit 300 verschiedene Signale von Sensoren und Schaltern, zu denen wenigstens ein Motordrehzahlsensor 302, ein Drosselklappenstellungs- bzw. -öffnungssensor 303, ein Getriebestellungssensor 304, ein Öltemperatursensor 305, Drehzahlsensoren 306 und 307, ein Leerlaufschalter 308, ein Bremsschalter 309 und ein Steigungssensor 310 gehören. Der an der Kupplungstrommel 61 für die niedrigen Gänge befestigte Drehzahlsensor 306 erfaßt eine Drehzahl der Antriebsscheibe 21 des ersten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20, und der an dem zweiten Zahnrad 92 des Antriebsstranges 90 für die hohen Gänge befestigte Drehzahlsensor 307 erfaßt eine Drehzahl der Antriebsscheibe 31 des ersten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 30. Der Leerlaufschalter 308 erfaßt das Loslassen des Fahrpedals. Der Bremsschalter 309 erfaßt das Niederdrücken des Bremspedals. Der Steigungssensor 310 erfaßt eine Steigung bzw. ein Gefälle einer Straße, auf der das Fahrzeug fährt. Diese Sensoren und Schalter sind in verschiedenen Arten in der Technik bekannt und können jede bekannte Form annehmen. Die Steuereinheit 300 liefert Steuersignale für verschiedene Magnetventile 209, 210, 271, 272, 278, 289 und 290, Schrittmotoren 251 und 252 und andere elektrisch gesteuerte Elemente in der Hydraulikdrucksteuerschaltung 200 je nach den durch Signale von den Schaltern und Sensoren 301-310 dargestellten Fahrbedingungen.
Bei der folgenden Beschreibung geht es um die grundlegende Funktionsweise des Gangwechsels bei dem stufenlosen Getriebe 10. Wie oben bereits beschrieben, befindet sich die in Fig. 10 gezeigte Hydraulikdrucksteuerschaltung 200 in der Fahrstufe (D), in der das Handschaltventil 208 die Fahrstellung (D) einnimmt, in der das Schaltventil 241 gezwungen wird, die Ventilspule in der rechten Endstellung (der Vorwärtsstellung) zu haften. Weil der in Fig. 3 gezeigte ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus 20 und 30 jeweils gleich funktionieren, wird dies beispielhaft anhand der Rolle 23&sub1; und des Zapfens 25&sub1; des ersten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 erläutert, und das gleiche gilt für andere Rollen und Zapfen.
Wenn die Hydraulikdrucksteuerschaltung 200 in Reaktion auf ein Signal von der Steuereinheit 300 betätigt wird, werden die Magnetventile 209 und 210 betätigt, um einen vorgegebenen Druckpegel als Leitungsdruck an der Steueröffnung 202a des Regelventils 202 und einen vorgegebenen Druckpegel als Entlastungsdruck an der Steueröffnung 204a des Entlastungsventils 204 zu erzeugen. Der Leitungsdruck wird der Einlaßdrucköffnung 224 des Vorwärtsschaltventils 220 über das Schaltventil 241 durch die Hauptdruckleitung 201 und die Druckleitung 242 zugeführt, und der Entlastungsdruck wird der ersten und zweiten Druckentlastungsöffnung 225 und 226 des Vorwärtsschaltventils 220 durch die Druckleitung 203 zugeführt. Anhand dieses Leitungsdruckes und dieses Entlastungsdruckes steuert das Vorwärtsschaltventil 220 den Hydraulikdruckunterschied (ΔP = PH - PL) zwischen einem Hydraulikdruck PH für die Erhöhung der Geschwindigkeit und einem Hydraulikdruck PL für die Reduzierung der Geschwindigkeit. Diese Steuerung des Unterschieds im Hydraulikdruck wird vorgenommen, um den Zapfen 25 und die Rolle 23 gegen eine auf den Zapfen 25 ausgeübte Traktionskraft (T) in der Neutralstellung zu halten, oder um sie aus der Neutralstellung in die axiale Richtung X zu drücken, um die Neigung der Rolle zwecks Veränderung des Übersetzungsverhältnisses des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 zu verändern. Wenn die Rolle 23 durch die sich in eine durch einen Pfeil c angedeutete Richtung drehende Antriebsscheibe 21 angetrieben wird, werden dieser Zapfen 25 und diese Rolle 23 gemäß Fig. 14 mit einer Kraft beaufschlagt, von der sie in eben diese Richtung c gezogen werden. Wenn dagegen die Abtriebsscheibe 22 durch die sich in eine durch einen Pfeil d angedeutete Richtung drehende Rolle 23 in eine durch einen Pfeil e angedeutete Richtung (wobei es sich um die in Fig. 3 gezeigte Richtung x handelt) gedreht wird, wird durch die Reaktionskraft eine Traktionskraft T in eine der Drehrichtung e der Abtriebsscheibe 22 entgegengesetzten Richtung auf die Rolle 23 und den Zapfen 25 ausgeübt. Um die Rolle 23 gegen die Traktionskraft T in der Neutralstellung zu halten, werden die Geschwindigkeitserhöhungs- und Geschwindigkeitsreduzierungsdruckkammern 115 und 116 mit Geschwindigkeitserhöhungs- bzw. Geschwindigkeitsreduzierungshydraulikdruck PH und PL versorgt, die so gesteuert werden, daß sich ein durch die Traktionskraft T ausgeglichener Hydraulikdruckunterschied (ΔP = PH - PL) ergibt. Bei einer Erhöhung des Übersetzungsverhältnisses des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 für die Vorwärtsfahrt des Fahrzeugs, wird bei dem Vorwärtsschaltventil 220 die Ventilhülse 222 nach links gedrückt, wie in Fig. 11 zu sehen, oder nach rechts, wie in Fig. 10 zu sehen, um die Verbindungsöffnungen zwischen der Einlaßöffnung 224 und der Geschwindigkeitserhöhungsdrucköffnung 227 und zwischen der zweiten Druckentlastungsöffnung 226 und der Geschwindigkeitsreduzierungsdrucköffnung 228 zu verkleinern. Infolgedessen steigt der in die Geschwindigkeitserhöhungsdruckkammer 115 eingeleitete Hydraulikdruck PH aufgrund des relativ hohen Entlastungsdruckes an, und der in die Geschwindigkeitsreduzierungsdruckkammer 116 eingeleitete Hydraulikdruck PL fällt infolge des relativ niedrigen Leitungsdruckes ab, woraufhin die Traktionskraft T höher wird als der Hydraulikdruckunterschied (ΔP = PH - PL), um den Zapfen 25 und die Rolle 23 in eine durch einen Pfeil f angedeutete Richtung zu drücken, wie in Fig. 14 gezeigt. Im Anschluß an die Bewegung neigt sich die Rolle 23 in eine Richtung, in der sie ihren Kontaktpunkt mit der Antriebsscheibe 21 radial nach außen und ihren Kontaktpunkt mit der Abtriebsscheibe 22 radial nach innen verschiebt, um das Übersetzungsverhältnis herabzusetzen. Dieselbe Neigung der Rolle 23 wird in dem zweiten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 30 herbeigeführt. Weil die Traktionskraft größer ist als der Hydraulikdruckunterschied (ΔP = PH - PL), neigt sich die Rolle 33 in eine Richtung, in der sie im Anschluß an die Bewegung des Zapfens 35 in eine durch einen Pfeil g angedeutete Richtung ihren Kontaktpunkt mit der Antriebsscheibe 31 radial nach außen und ihren Kontaktpunkt mit der Abtriebsscheibe 32 radial nach innen verschiebt. Zu diesem Zeitpunkt dreht sich jedoch der Nocken 261 des Nockenmechanismus 260 durch denselben Winkel wie die Rolle 33 in der durch einen Pfeil h in Fig. 11 angedeuteten Richtung, woraufhin sich der Nockenstößel 263 und damit die Welle 262 und der Antriebshebel 264 in eine durch einen in Fig. 12 gezeigten Pfeil i angedeutete Richtung drehen. Infolgedessen verschiebt das Vorwärtsschaltventil 220 die Ventilspule 223 unter dem Einfluß der Rückstellfeder 229 in eine durch einen Pfeil j in Fig. 12 angedeutete Richtung oder gemäß Fig. 11 nach links. Weil diese Richtung j mit der Richtung zusammenfällt, in der die Ventilhülse 222 durch den Schrittmotor 251 verschoben wird, nehmen die Verbindungsöffnungen zwischen der Einlaßöffnung 224 und der Geschwindigkeitserhöhungsdrucköffnung 227 sowie zwischen der zweiten Druckentlastungsöffnung 226 und der Geschwindigkeitsreduzierungsdrucköffnung 228 wieder ihre anfängliche Neutralstellung ein, um den Hydraulikdruckunterschied (ΔP = PH - PL) mit der Traktionskraft T auszugleichen, wodurch die Änderung des Übersetzungsverhältnisses des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 erreicht wird. Die Änderung des Übersetzungsverhältnisses des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 30 wird auf das Übersetzungsverhältnis festgelegt. In diesem Fall wird der Gangwechsel zu einem Zeitpunkt abgeschlossen, an dem die Ventilspule 223 die Neutralstellung gegenüber der Ventilhülse 222 erreicht. Da die Neutralstellung die Stellung ist, in die die Ventilhülse 222 durch den Schrittmotor 251 verschoben wurde, und dem durch den Nockenmechanismus 260 herbeigeführten Neigungswinkel der Rolle 23 entspricht, entspricht die Stellung der Ventilhülse 222 dem Neigungswinkel der Rolle 23 und damit des Zapfens 25. Das heißt, daß die Steuergröße des Schrittmotors 251 das Übersetzungsverhältnis des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 bestimmt. Demnach wird das Übersetzungsverhältnis des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 je nach der Anzahl der an den Schrittmotor 251 angelegten Impulse verändert. Die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 30 wird genauso erzielt, wenn die Ventilhülse 222 des Vorwärtsschaltventils 220 in die entgegengesetzte Richtung verschoben wurde. In diesem Fall erhöht der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus 20 sein Übersetzungsverhältnis.
Fig. 15 zeigt die Beziehung zwischen der Anzahl von Impulsen für den Schrittmotor 251, 252 und dem Übersetzungsverhältnis des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20, 30. Offensichtlich nimmt das Übersetzungsverhältnis des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20, 30 mit zunehmender Anzahl von Impulsen ab.
Fig. 16 zeigt die Beziehung zwischen der Anzahl von Impulsen für den Schrittmotor 251, 252 und dem resultierenden Übersetzungsverhältnis N des stufenlosen Getriebes 10 anhand der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20. Während der ringförmige stufenlos veränderliche Zahnradmechanismus 20 seine Übersetzungsverhältnisse je nach der Anzahl von an die Schrittmotoren 251 und 252 angelegten Impulsen verändert, liefert das stufenlose Getriebe 10, wie bereits beschrieben, ein resultierendes Übersetzungsverhältnis N, das je nach Art der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses verschieden ist, d. h. je nachdem welche Kupplung 60 oder 70 gesperrt wurde. Wenn das stufenlose Getriebe 10 in die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die hohen Gänge geschaltet wird, wird die Drehung der integrierten Abtriebsscheibe 34 durch den Antriebsstrang 90 für die hohen Gänge und die gesperrte Kupplung 70 für die hohen Gänge direkt auf die Sekundärwelle 13 übertragen. Gemäß Fig. 16 stimmt die Kennlinie des resultierenden Übersetzungsverhältnisses N des stufenlosen Getriebes 10 im Verhältnis zur Anzahl von Impulsen mit der Kennlinie des Übersetzungsverhältnisses des in Fig. 15 gezeigten ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20, 30 überein. Natürlich sind die Übersetzungsverhältnisse des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 je nach dem Unterschied im Durchmesser des ersten und zweiten Zahnrades 91 und 92 des Antriebsstranges 90 für die hohen Gänge oder je nach dem Unterschied in der Anzahl Zähne zwischen dem ersten und zweiten Zahnrad 91 und 92 des Antriebsstranges 90 für die hohen Gänge voneinander verschieden. Wenn dagegen das stufenlose Getriebe 10 in die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die niedrigen Gänge geschaltet wird, wird die Drehung der integrierten Abtriebsscheibe 34 durch den Antriebsstrang 90 für die hohen Gänge auf das Sonnenrad 52 des Planetenradsatzes 50 übertragen, während die Drehung des Motors 1 von der Antriebswelle 11 durch den Antriebsstrang 80 für die niedrigen Gänge und die gesperrte Kupplung 60 für die niedrigen Gänge auf den Planetenträger 51 des Planetenradsatzes 50 übertragen wird. Wenn der Planetenradsatz 50 das Innenzahnrad 53 umfaßt, bei dem es sich um ein Abtriebsritzel des Getriebes handelt, wird in diesem Fall das stufenlose Getriebe 10 bei einer Drehzahl von 0 (null) in den verzahnten Neutralzustand gebracht, in der das Innenzahnrad 53 stillsteht, indem man den ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20 und 30 auf ein vorgegebenes Verhältnis der Eingangsdrehzahlen zwischen dem Planetenträger 51 und dem Sonnenrad 52 steuert. Während das resultierende Übersetzungsverhältnis N unendlich ansteigt, wie durch die Pfeile P und Q in Fig. 16 angedeutet, versetzt der Planetenradsatz 50 das Innenzahnrad 53 in eine Drehung in Vorwärtsrichtung, wenn die Anzahl der auf die Schrittmotoren 251 und 252 übertragenen Impulse anschließend herabgesetzt wird, so daß die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 gezwungen werden, ihre Übersetzungsverhältnisse zu erhöhen und die auf das Sonnenrad 52 des Planetenradsatzes 50 übertragene Drehzahl infolgedessen abfällt. Auf diese Weise vermindert das stufenlose Getriebe 10 sein resultierendes Übersetzungsverhältnis N im Anschluß an die Reduzierung der Anzahl von auf den Schrittmotor 251, 252 übertragenen Impulse, so daß die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die niedrigen Gänge in der Fahrstufe (D) herbeigeführt wird, wo sich das resultierende Übersetzungsverhältnis N entlang der Kennlinie L verändert. Diese Kennlinien H und L für die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses in den hohen und niedrigen Gängen in der Fahrstufe (D) schneiden sich bei einem Übersetzungsverhältnis von beispielsweise ungefähr 1,8, wie durch den Pfeil R angedeutet, was 500 Impulsen entspricht. Demnach wird die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses während der kontinuierlichen Veränderung des resultierenden Übersetzungsverhältnisses N des stufenlosen Getriebes 10 umgeschaltet, indem die Sperre bei dem Übersetzungsverhältnis zwischen der Kupplung 60 und 70 für die niedrigen und die hohen Gänge umgeschaltet wird. Wenn dagegen die Anzahl von auf den Schrittmotor 251, 252 übertragenen Impulsen im Anschluß an das Erreichen des verzahnten Neutralzustandes erhöht wird, so daß die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 gezwungen werden, ihre Übersetzungsverhältnisse herabzusetzen, und die auf das Sonnenrad 52 des Planetenradsatzes 50 übertragene Drehzahl infolgedessen steigt, versetzt der Planetenradsatz 50 das Innenzahnrad 53 in eine Drehung in Rückwärtsrichtung. Auf diese Weise steuert das stufenlose Getriebe 10 das Übersetzungsverhältnis in Rückwärtsrichtung im Rückwärtsgang, (R), wo das resultierende Übersetzungsverhältnis N entlang der Kennlinie R mit zunehmender Anzahl von Impulsen größer wird.
Die Steuereinheit 300 steuert das resultierende Übersetzungsverhältnis N des stufenlosen Getriebes 10 anhand der Kennlinien entsprechend den Fahrbedingungen. Insbesondere erfaßt die Steuereinheit 300 die momentane Fahrzeuggeschwindigkeit V und die Drosselklappenöffnung θ anhand der von dem Drehzahlsensor 301 und dem Drosselklappenstellungssensor 303 kommenden Signale, um eine Zieldrehzahl des Motors Neo anhand eines in Fig. 17 gezeigten Steuerschemas für das Übersetzungsverhältnis zu ermitteln. Die Impulssteuerung des ersten und zweiten Schrittmotors 251 und 252 und die Steuerung des Verriegelns und Entriegelns der Kupplungen 60 und 70 werden so vorgenommen, daß das stufenlose Getriebe 10 ein resultierendes Übersetzungsverhältnis N (das durch einen Winkel α in Fig. 17 dargestellt wird) entsprechend der Zieldrehzahl des Motors Neo anhand der Steuerkurve L, H oder R für das resultierende Übersetzungsverhältnis liefert.
Wie oben beschrieben, hat das stufenlose Getriebe 10 zwei Kraftübertragungswege zum Übertragen der Motorausgangsleistung auf die Antriebsräder bei der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die niedrigen Gänge, wo die Kupplung 60 für die niedrigen Gänge verriegelt ist und die Kupplung 70 für die hohen Gänge entriegelt ist, d. h. den Kraftübertragungsweg zwischen der Antriebswelle 11 und der Sekundärwelle 13, der den Belastungsnocken 40, die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30, den Antriebsstrang 90 für die hohen Gänge und den Planetenradsatz 50 umfaßt, und den Kraftübertragungsweg zwischen der Antriebswelle 11 und der Sekundärwelle 13, der nur den Antriebsstrang 80 für die niedrigen Gänge und den Planetenradsatz 50 umfaßt, und einen einzigen Kraftübertragungsweg bei der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die hohen Gänge, wo die Kupplung 60 für die niedrigen Gänge entriegelt ist und die Kupplung 70 für die hohen Gänge verriegelt ist, d. h. den Kraftübertragungsweg zwischen der Antriebswelle 11 und der Sekundärwelle 13, der den Belastungsnocken 40, die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 und den Antriebsstrang 90 für die hohen Gänge umfaßt. Wenn es also bei dem Motor 1 zu Drehzahlschwankungen aufgrund von Änderungen im Verdichtungsdruck während eines Verbrennungstaktes kommt, werden die Drehzahlschwankungen durch den Kraftübertragungsweg auf die Sekundärwelle 13 und dann durch die Antriebsachsen 6a und 6b auf die Antriebsräder übertragen, so daß die Fahrzeugkarosserie in Schwingung versetzt wird. Weil das stufenlose Getriebe 10 selbst in jedem Steuermodus des Übersetzungsverhältnisses in der Fahrstufe (D) die Motorausgangsleistung durch die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 mit einem sich stufenlos verändernden Übersetzungsverhältnis auf die Antriebsräder überträgt, ist die Steuereinheit 300 so ausgelegt, daß sie die Steuerung der Änderung des Übersetzungsverhältnisses der ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 so vornimmt, daß das stufenlose Getriebe 10 die Motorausgangsleistung so auf die Antriebsräder überträgt, daß dabei der Einfluß der Drehzahlschwankungen des Motors 1 auf die Antriebsräder verhindert oder signifikant herabgesetzt wird.
Bei der folgenden Beschreibung geht es um das Prinzip, nach dem die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses zur Verhinderung bzw. Reduzierung von Schwankungen der Motordrehzahl (die nachfolgend als Steuerung des Übersetzungsverhältnisses zur Reduzierung von Drehzahlschwankungen bezeichnet wird) vorgenommen wird.
Die Winkelgeschwindigkeit Ωe des Motors 1 (die sich periodisch ändert oder sinusförmig schwankt) wird durch den folgenden Ausdruck (I) dargestellt:
Ωe = Ω0 + Ωt·sinωt (I)
wobei Ω0 die Basis-Winkelgeschwindigkeit bzw. der Mittelwert der schwankenden Winkelgeschwindigkeit ist, t die Zeit ist, und Ωt·sinωt die Schwankungskomponente darstellt, wenn die Amplitude einer Schwankung der Winkelgeschwindigkeit Ωt ist.
Angenommen Ng ist das Übersetzungsverhältnis des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20, 30, dann wird die Drehzahl der mit der Sekundärwelle 13 verbundenen integrierten Abtriebsscheibe 34 und damit des ersten Zahnrads 91 angegeben durch den folgenden Ausdruck (II):
Ng·Ωe = Ng(Ω0 + Ωt·sinωt) (II)
Aus dem obigen Ausdruck geht hervor, daß die Drehzahl der integrierten Abtriebsscheibe 34 infolge einer Komponente Ng·Ωt·sinωt periodisch schwankt.
In einem Schwingsystem mit einer dem obigen Schwingsystem der Drehzahl entgegengesetzten Phase wird das Übersetzungsverhältnis Ng des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20, 30 durch den folgenden Ausdruck (III) angegeben:
Ng = Ng0 - Ngt·sinωt (III)
wobei Ng0 des Basis-Übersetzungsverhältnis bzw. der Mittelwert des steigenden Übersetzungsverhältnisses ist, und Ngt·sinωt ist die Schwankungskomponente, wenn die Amplitude einer Schwankung des Übersetzungsverhältnisses Ngt ist.
Die Drehzahl der integrierten Abtriebsscheibe 34 und damit des ersten Zahnrads 91 wird angegeben durch den folgenden Ausdruck (IV), wenn der Ausdruck (III) in dem Ausdruck (II) ersetzt wird:
Ng·Ωe = (Ng0 - Ngt·sinω)·(Ω0 + t·sinω) = Ng0·Ω0 + (Ng0·Ωt·sinωt - Ngt·Ω0·sinωt - Ngt·Ωt·sin²ωt)(IV)
Wenn man das zweite Glied des Ausdrucks (IV) und die Amplitude Ngt der Schwankung des Übersetzungsverhältnisses Ng des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20, 30 wie folgt ausdrückt, erhält man:
D = Ng0·Ωt·sinωt - Ngt·Ω0·sinωt - Ngt·Ωt·sin²ωt (V)
Ngt = Ng0·Ωt/Ω0 (VI)
Den Ausdruck (VI) erhält man durch Lösen des Ausdrucks (V), wobei angenommen wird, daß die durch das dritte Glied angegebene Komponente zweiter Ordnung 0 (null) ist.
Das zweite Glied D des Ausdrucks (IV) wird wie folgt umgeschrieben:
D = (Ng0·Ωt²/Ω0)·sin²ωt (VII)
Da die Amplitude der Schwankung der Winkelgeschwindigkeit Ωt im allgemeinen ziemlich klein ist im Verhältnis zur Basis-Winkelgeschwindigkeit Ω0, geht der Wert des zweiten Glieds D gegen 0 (null).
Durch Ändern der Übersetzungsverhältnisse Ng des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20, 30 mit umgekehrter Phase, nachdem die Amplitude der Schwankung des Übersetzungsverhältnisses Ngt zum Beispiel mit Hilfe des Ausdrucks (VI) ermittelt wurde, wird also die durch den Ausdruck (IV) angegebene Drehzahl der integrierten Abtriebsscheibe 34 und damit des ersten Zahnrads 91 durch das erste Glied Ng0·Ω0, das eine feste Komponente ist, näherungsweise angegeben, selbst wenn die Winkelgeschwindigkeit Ωe gemäß dem Ausdruck (I) schwankt.
Fig. 18 ist ein Ablaufdiagramm zur Veranschaulichung einer sequentiellen Routine der Schwankungen reduzierenden Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für einen Mikroprozessor der Steuereinheit 300.
Wenn die Logik des Ablaufdiagramms beginnt, geht die Steuerung in Schritt S101 direkt weiter zu einem Funktionsblock, wo festgestellt wird, ob eine momentane Motordrehzahl N gleich oder kleiner ist als ein vorbestimmter Schwellwert K. Wenn die Motordrehzahl N höher ist als der Schwellwert K, gibt die Logik des Ablaufdiagramms den Befehl zur Rückkehr, um eine weitere Routine durchzuführen. Da die in der Winkelgeschwindigkeit der Eingangsdrehzahl oder der Ausgangsdrehzahl des Motors auftretenden Schwankungen nicht so groß sind, wenn die Geschwindigkeit der von dem Motor 1 kommenden Eingangsdrehzahl N relativ hoch ist, bedeutet dies, daß das Übersetzungsverhältnis des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20, 30 nicht übersteuert werden kann. Wenn dagegen die Motordrehzahl N gleich oder kleiner ist als der Schwellwert K, bedeutet dies, daß es möglicherweise zu großen Schwankungen in der Winkelgeschwindigkeit der Eingangsdrehzahl des Getriebes oder der Ausgangsdrehzahl des Motors 1 kommt, und in Schritt S102 und S104 wird dann festgestellt, ob eine momentane Drosselklappenöffnung TVO zwischen einem vorbestimmten unteren und oberen Schwellwert C1 und C2 liegt. Wenn die Drosselklappenöffnung TVO gleich oder kleiner ist als der untere Schwellwert C1, bedeutet dies, daß das Fahrzeug normal läuft, wobei die Drosselklappe ein wenig geöffnet bleibt; in Schritt S103 erfolgt dann eine Berechnung der durch den folgenden Ausdruck entsprechend dem Ausdruck (III) angegebenen Anzahl von Impulsen P(t) zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses.
P(t) = Po - Pto·sinWo·t
wobei Po der momentane Mittelwert der Schwankung der Impulse zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses ist, Pto die durch den Ausdruck (VI) angegebene momentane Amplitude der Schwankung der Impulse zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses ist, und Wo die momentane Winkelgeschwindigkeit des Motors ist.
Die Anzahl von Impulsen P(t) zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses wird in umgekehrter Phase zur Oszillation bzw. Schwankung der von dem Motor kommenden Eingangsdrehzahl gesteuert. Indem man den Schrittmotor mit den Impulsen zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses antreibt, werden die Schwankungen der Ausgangsdrehzahl von dem stufenlosen Getriebe 10 während des normalen Laufs reduziert.
Wenn die Drosselklappenöffnung TVO größer ist als der vorbestimmte untere Schwellwert C1, aber gleich oder kleiner als der vorbestimmte obere Schwellwert C2, bedeutet dies, daß das Fahrzeug langsam beschleunigt; in Schritt S103 erfolgt dann eine Berechnung der durch den folgenden Ausdruck entsprechend dem Ausdruck (III) angegebenen Anzahl von Impulsen P(t) zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses.
P(t) = (P1 + Po)/2 - {(Pt1 + Pto)/2}·sin{(W1 + Wo)/2}·t
wobei P1 der Mittelwert der Schwankung der Anzahl von Impulsen zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses ist, Pt1 die durch den Ausdruck (VI) angegebene Amplitude der Schwankung der Anzahl von Impulsen zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses ist, und W1 die Winkelgeschwindigkeit der Ausgangsdrehzahl des Motors ist, während die Impulse zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses auf den Schrittmotor übertragen werden.
Die Anzahl von Impulsen P(t) zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses wird in umgekehrter Phase zu den Schwankungen der Ausgangsdrehzahl des Motors gesteuert. Indem man den Schrittmotor mit den Impulsen zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses antreibt, werden die Schwankungen der Ausgangsdrehzahl des stufenlosen Getriebes 10 während einer langsamen Beschleunigung reduziert.
Wenn dagegen die Drosselklappenöffnung TVO größer ist als der obere Schwellwert C2, bedeutet dies, daß das Fahrzeug rasch beschleunigt, und die Logik das Ablaufdiagramms gibt den Befehl zur Rückkehr, um eine weitere Routine durchzuführen. Weil also bereits eine Reaktion auf die rasche Beschleunigung verlangt wurde, wird die Schwankungen reduzierende Steuerung des Übersetzungsverhältnisses unterbrochen, um die normale Steuerung des Übersetzungsverhältnisses rasch durchzuführen.
Während das Fahrzeug normal läuft, kann die Schwankungen reduzierende Steuerung des Übersetzungsverhältnisses unterbrochen werden, um zu verhindern, daß das Übersetzungsverhältnis des ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus 20, 30 übersteuert wird. Denn bei der Winkelgeschwindigkeit der Eingangsdrehzahl oder der Ausgangsdrehzahl des Motors auftretende Schwankungen sind bei normalem Lauf, d. h. während die Geschwindigkeit der Eingangsdrehzahl N niedriger ist als der Schwellwert K, nicht so groß wie während der Beschleunigung.
Während die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 so gesteuert werden, daß es bei dem stufenlosen Getriebe 10 zu keinen Auswirkungen der Schwankungen der Drehzahl des Motors 1 auf die Antriebsräder kommt, um dadurch zu verhindern, daß die Fahrzeugkarosserie während des normalen Laufs in der Fahrstufe (D) in Schwingung versetzt wird, tritt gemäß obiger Beschreibung das Problem der Schwingungen der Fahrzeugkarosserie möglicherweise doch auf, während das stufenlose Getriebe 10 in einen Ruhezustand versetzt wird, zum Beispiel in die Neutralstellung (N) und in die Parkstellung (P), wo sowohl die Kupplung 60 für die niedrigen Gänge als auch die Kupplung 70 für die hohen Gänge entriegelt sind. Da im Ruhezustand wie zum Beispiel in der Neutralstellung (N) und in der Parkstellung (P) beide Kraftübertragungswege abgeschaltet sind, sind die integrierte Abtriebsscheibe 34 der ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30, das erste und zweite Zahnrad 81 und 82 des Antriebsstranges 80 für die niedrigen Gänge und das erste und zweite Zahnrad 91 und 92 des Antriebsstranges 90 für die hohen Gänge alle in Betrieb, während der Motor 1 arbeitet. Selbst während der Kraftübertragungsweg zwischen dem Motor und den Antriebsrädern abgeschaltet ist, werden im Leerlauf die rotierenden Elemente wie zum Beispiel die auf der Sekundärwelle 13 montierten zweiten Zahnräder 82 und 92 der Antriebsstränge 80 und 90 für die niedrigen und die hohen Gänge nach wie vor durch den Motor 1 gedreht, so daß das rotierende Element des auf der Sekundärwelle 13 montierten Planetenradsatzes 50 schwingt, was dazu führt, daß die Fahrzeugkarosserie in Schwingung versetzt wird.
Angesichts der obigen Gegebenheiten ist die Steuereinheit 300 so ausgelegt, daß sie eine zusätzliche Steuerung der Änderung des Übersetzungsverhältnisses der ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 so vornimmt, daß die Fahrzeugkarosserie infolge eines Leerlaufs des Motors 1 im Ruhezustand nicht in Schwingung versetzt werden kann (was nachfolgend als Steuerung des Übersetzungsverhältnisses im Ruhezustand bezeichnet wird).
Fig. 19 ist ein Ablaufdiagramm zur Veranschaulichung einer sequentiellen Routine der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses im Ruhezustand für einen Mikroprozessor der Steuereinheit 300.
Wenn die Logik des Ablaufdiagramms beginnt, geht die Steuerung in Schritt S201 direkt weiter zu einem Funktionsblock, wo festgestellt wird, ob das stufenlose Getriebe 10 sich im Ruhezustand befindet, d. h. in der Neutralstellung (N) oder in der Parkstellung (P). Wenn das stufenlose Getriebe 10 wieder aus dem Ruhezustand herausgebracht wird, gibt die Logik des Ablaufdiagramms den Befehl zur Rückkehr, um eine weitere Routine durchzuführen. Wenn das stufenlose Getriebe 10 in den Ruhezustand versetzt wird, wird in Schritt S202 ferner festgestellt, ob die Temperatur des Arbeitsöls in dem stufenlosen Getriebe 10 gleich oder größer ist als 0ºC, was eine Untergrenze für die zulässige Viskosität des Arbeitsöls ist. Wenn die Temperatur des Arbeitsöls in dem stufenlosen Getriebe 10 gleich oder größer ist als 0ºC, wird in Schritt S203 weiterhin festgestellt, ob sich der Motor 1 in einem Leerlaufzustand befindet. Der hierin verwendete Begriff "Leerlaufzustand" bedeutet und bezeichnet den Zustand, in dem der Motor 1 mit einer Drehzahl arbeitet, die höher ist als eine normale Leerlaufdrehzahl, weil die Motorlast durch die Betätigung einer motorbetriebenen zusätzlichen Vorrichtung wie zum Beispiel einer Klimaanlage erhöht ist, während der Leerlaufschalter 308 während des Leerlaufs eingeschaltet ist. Wenn sich der Motor 1 im Leerlaufzustand befindet, während sich das stufenlose Getriebe 10 im Ruhezustand befindet, und die Temperatur des Arbeitsöls höher ist als 0ºC, werden die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 in Schritt S204 so gesteuert, daß sie ein erstes Übersetzungsverhältnis Ng1 liefern. Wenn sich dagegen der Motor 1 nicht im Leerlaufzustand befindet, während sich das stufenlose Getriebe 10 im Ruhezustand befindet, und die Temperatur des Arbeitsöls höher ist als 0ºC, werden die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 in Schritt S205 so gesteuert, daß sie ein zweites Übersetzungsverhältnis Ng2 liefern. Wenn ferner die Temperatur des Arbeitsöls niedriger ist als 0ºC, während sich das stufenlose Getriebe 10 im Ruhezustand befindet, werden die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 in Schritt S206 so gesteuert, daß sie ein drittes Übersetzungsverhältnis Ng3 liefern.
Beim Anfahren in der Fahrstufe (D) wird das stufenlose Getriebe 10 so gesteuert, daß die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 ein Übersetzungsverhältnis Ngo liefern, das gemäß Fig. 20 näher ist als das neutrale Übersetzungsverhältnis Ngg, bei dem der verzahnte Neutralzustand erreicht ist. Auf diese Weise liefert das stufenlose Getriebe 10 eine Kriechkraft wie ein mit einem Drehmomentwandler ausgestattetes Automatikgetriebe, und es kann ohne weiteres präzise gesteuert werden, so daß die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 das spezifische Übersetzungsverhältnis Ngg liefern, welches das einzige Übersetzungsverhältnis ist, bei dem der verzahnte Neutralzustand erreicht werden kann. Dieses erste bis dritte Übersetzungsverhältnis Ng1, Ng2 und Ng3 wird von dem neutralen Übersetzungsverhältnis Ngo aus in dieser Reihenfolge schrittweise niedriger. Da jedes Übersetzungsverhältnis der ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30, d. h. Ng1, Ng2 oder Ng3, niedriger ist als das Übersetzungsverhältnis Ngo beim Anfahren in der Fahrstufe (D), oder bei einer höheren Geschwindigkeit von dem Übersetzungsverhältnis Ngo aus beim Anfahren in der Fahrstufe (D), liefern die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 ein hohes Trägheitsmoment, womit sich der Widerstand gegen eine Drehung des Motors 1 erhöht und Schwankungen in der Drehzahl des Motors herabgesetzt werden, was Schwingungen der Fahrzeugkarosserie unterbindet. In diesem Fall ist eine Änderung im Übersetzungsverhältnis der ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 in Richtung einer höheren Geschwindigkeit kleiner, wenn der Motor 1 in den Leerlaufzustand versetzt wird, in dem der Motor 1 mit einer erhöhten Drehzahl läuft und mehr Widerstand ausübt als wenn sich der Motor 1 nicht im Leerlaufzustand befindet, was wünschenswert ist, damit sich der Motor 1 hinsichtlich Kraftstoffverbrauch und Leistung nicht verschlechtert. Die Änderung im Übersetzungsverhältnis in Richtung einer höheren Geschwindigkeit kann dagegen größer sein, wenn sich der Motor 1 im Leerlaufzustand befindet, als wenn sich der Motor 1 nicht im Leerlaufzustand befindet, so daß Schwankungen in der Drehzahl des Motors mehr gesenkt werden und wirksamer verhindert wird, daß die Fahrzeugkarosserie daraufhin in Schwingung versetzt wird. Ferner ist eine Änderung im Übersetzungsverhältnis der ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 in Richtung einer höheren Geschwindigkeit größer, wenn die Temperatur des Arbeitsöls so niedrig ist, daß es eine hohe Viskosität hat, bei der es zu Schwingungen kommt, als wenn es eine normale Temperatur hat, bei der Schwankungen in der Motordrehzahl weiter herabgesetzt werden und wirksamer verhindert wird, daß die Fahrzeugkarosserie daraufhin in Schwingung versetzt wird. Weil jedoch dann, wenn das Arbeitsöl eine niedrige Temperatur hat, ein Anstieg in der Viskosität des Arbeitsöls zu einer erhöhten Belastung des Motors 1 führt, kann eine Änderung im Übersetzungsverhältnis der ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 in Richtung einer höheren Geschwindigkeit bei niedrigen Temperaturen des Arbeitsöls kleiner sein als bei normalen Temperaturen, so daß eine übermäßige Belastung des Motors 1 verhindert wird. Im Ruhezustand kann das Übersetzungsverhältnis der ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 periodisch verändert werden, um Schwankungen in der Motordrehzahl wie bei der Schwankungen reduzierenden Steuerung des Übersetzungsverhältnisses, die in der Fahrstufe ausgeführt wird, aufzuheben.
Das zweite Zahnrad 92 des Antriebsstranges 90 für die hohen Gänge kann mit einem massiven Scheibenelement 92a wie zum Beispiel einer in Fig. 21 gezeigten Schwungscheibe versehen werden, um ein Trägheitsmoment zu erzeugen, um Schwankungen in der Drehzahl herabzusetzen. In diesem Fall ist das Scheibenelement 92a wünschenswerterweise mit einander diametral gegenüberliegenden bogenförmigen Schnitten 92c im Umfang ausgebildet. Durch das mit den bogenförmigen Schnitten 92c im Umfang ausgebildete Scheibenelement 92a kann das erste Zahnrad 91 von vorn an dem zweiten Zahnrad 92 angebracht werden, so daß die Montage erleichtert wird.
Gemäß Fig. 17, in der ein Steuerschema für das Übersetzungsverhältnis dargestellt ist, sucht die Steuereinheit 300 eine Motordrehzahl, die für die durch die Fahrzeuggeschwindigkeit und die Drosselklappenöffnung bestimmten Fahrbedingungen am besten geeignet ist, und steuert die ringförmigen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismen 20 und 30 im Sinne einer Veränderung des Übersetzungsverhältnisses anhand der in Fig. 16 gezeigten Kennlinien. Unmittelbar nach dem Anfahren des Fahrzeugs verriegelt die Steuereinheit 300 die Kupplung 60 für die niedrigen Gänge und entriegelt die Kupplung 70 für die hohen Gänge, um das stufenlose Getriebe 10 auf die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die niedrigen Gänge umzuschalten. Wenn sich die Fahrbedingungen des Fahrzeugs beim Überqueren einer Modenumschaltlinie Z in eine Zone für die hohen Gänge ändern, werden die Kupplung 60 für die niedrigen Gänge und die Kupplung 70 für die hohen Gänge entriegelt bzw. verriegelt, um das stufenlose Getriebe 10 auf die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die hohen Gänge umzuschalten. Jedesmal wenn sich die Fahrbedingungen des Fahrzeugs beim Überqueren der Modenumschaltlinie Z zwischen der Zone für die hohen Gänge und der Zone für die niedrigen Gänge ändern, wird die Kupplung 70 für die hohen Gänge und die Kupplung 60 für die niedrigen Gänge durch die Steuereinheit 300 abwechselnd verriegelt und entriegelt. Da die Kennlinien L und H für die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die Fahrstufe (D) dasselbe resultierende Übersetzungsverhältnis N erzeugen, wenn die Fahrbedingungen auf der Modenumschaltlinie Z liegen, schaltet das stufenlose Getriebe 10 zwischen der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die hohen Gänge und für die niedrigen Gänge um, ohne daß Schaltstöße zu spüren sind.
In vielen Fällen ändern sich die Fahrbedingungen des Fahrzeugs beim Überqueren der Modenumschaltlinie Z zwischen der Zone für die hohen Gänge und der Zone für die niedrigen Gänge, weil das Fahrpedal niedergedrückt wird, woraufhin sich die Fahrzeuggeschwindigkeit bzw. die Drosselklappenöffnung ändern. Während die Drosselklappenöffnung unverändert bleibt, wenn man fest auf das Fahrpedal tritt, wird dann, wenn das Fahrzeug auf einer immer wieder auf und ab führenden Straße fährt, die Modenumschaltlinie Z infolge von Änderungen in der Fahrzeuggeschwindigkeit aufgrund einer sich ändernden Steigung überquert. Eine wiederholte Beschleunigung und Verzögerung beim Überqueren der Modenumschaltlinie Z führt zu einem häufigen Umschalten zwischen der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die hohen Gänge und für die niedrigen Gänge innerhalb kurzer Zeit, so daß es zu einem Nachlauf der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses bzw. einem Nachlauf beim Umschalten der Kraftübertragungswege kommt und der Fahrer, der das Fahrpedal in einer festen Stellung hält, häufig unangenehme Schaltstöße spürt.
Angesichts der obigen Gegebenheiten ist die Steuereinheit 300 so ausgelegt, daß sie das Umschalten der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses steuert, wodurch das Auftreten unangenehmer Schaltstöße verhindert bzw. signifikant herabgesetzt wird.
Fig. 22 ist ein Ablaufdiagramm zur Veranschaulichung einer sequentiellen Routine der Steuerung des Umschaltens bei der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für einen Mikroprozessor der Steuereinheit 300.
Wenn die Logik des Ablaufdiagramms beginnt, geht die Steuerung in Schritt S301 direkt weiter zu einem Funktionsblock, wo Signale von den Sensoren und Schaltern 301-310 eingelesen werden. Anschließend wird in Schritt S302 eine auf das stufenlose Getriebe 10 übertragene Motordrehzahl ESP mit einer Umschaltmotordrehzahl verglichen, die man erhält durch Multiplizieren einer momentanen Fahrzeuggeschwindigkeit V mit einem Übersetzungsverhältnis c auf der Modenumschaltlinie Z, um festzustellen, ob der Steuermodus gerade umgeschaltet wird. Wenn die Motordrehzahl ESP ungefähr gleich der Umschaltmotordrehzahl c·V ist, bedeutet dies, daß die Kupplungen 60 und 70 für die niedrigen und die hohen Gänge gerade, abwechselnd verriegelt und entriegelt werden, und ein resultierendes Übersetzungsverhältnis N des stufenlosen Getriebes 10 wird dann in Schritt S303 auf das Übersetzungsverhältnis c auf der Modenumschaltlinie Z festgelegt. Dies geschieht deshalb, weil eine vorbestimmte Zeit notwendig ist, um die Kupplungen 60 und 70 für die niedrigen und die hohen Gänge abwechselnd verriegeln und entriegeln zu können, und weil sich die Fahrbedingungen geändert haben und dann, wenn die Kupplungen 60 und 70 für die niedrigen und die hohen Gänge abwechselnd verriegelt und entriegelt werden, von der Modenumschaltlinie Z abweichen, was zum Auftreten eines Schaltstoßes führt.
Wenn die Motordrehzahl ESP von der Umschaltmotordrehzahl c·V verschieden ist, bedeutet dies, daß die Fahrbedingungen des Fahrzeugs entweder im Bereich der hohen Gänge oder im Bereich der niedrigen Gänge lagen, und in Schritt S304 wird dann anschließend festgestellt, ob sich die Fahrbedingungen des Fahrzeugs im Bereich der hohen Gänge befinden. Wenn sie sich im Bereich der hohen Gänge befinden, wird in Schritt S305 festgestellt, ob sich das Fahrzeug im Schiebebetrieb befindet. Wenn sich dagegen die Fahrbedingungen des Fahrzeugs im Bereich der niedrigen Gänge befinden, wird anschließend in Schritt S310 festgestellt, ob das Fahrzeug beschleunigt. Wenn in Schritt S305 festgestellt wird, daß sich das Fahrzeug im Schiebebetrieb befindet, oder wenn in Schritt S310 festgestellt wird, daß das Fahrzeug nicht beschleunigt, dann wird in Schritt S306 weiterhin festgestellt, ob das Ergebnis der in Schritt S305 im fetzten Zyklus der sequentiellen Routine vorgenommenen Beurteilung auf eine Beschleunigung hindeutet. Wenn die Antwort Ja lautet, bedeutet dies, daß das Fahrzeug zum ersten Mal in diesem Zyklus in den Schiebebetrieb übergeht, und in Schritt S307 wird dann das momentane Übersetzungsverhältnis festgelegt und beibehalten, bis in Schritt S308 festgestellt wird, daß die Fahrzeuggeschwindigkeit V eine in Fig. 23 gezeigte Übersetzungsverhältnis-Steuerlinie für den Schiebebetrieb erreicht hat.
Fig. 23 zeigt eine der Übersetzungsverhältnis-Steuerlinien für eine vorgegebene Drosselklappenöffnung des in Fig. 17 gezeigten Steuerschemas für das Übersetzungsverhältnis. Die Übersetzungsverhältnis-Steuerlinie umfaßt jeweils einen Beschleunigungslinienabschnitt und einen Verzögerungslinienabschnitt, die die Modenumschaltlinie Z in einem vorgegebenen Bereich von Fahrzeuggeschwindigkeiten kreuzen. Der Beschleunigungslinienabschnitt gibt eine Motordrehzahl im Bereich der hohen Gänge für eine vorgegebene Fahrzeuggeschwindigkeit vor, und der Verzögerungslinienabschnitt gibt eine Motordrehzahl im Bereich der niedrigen Gänge für die vorgegebene Fahrzeuggeschwindigkeit vor. Wenn zum Beispiel das Fahrzeug aufgrund einer äußeren Ursache wie zum Beispiel einer ansteigenden Straße bei gleichzeitiger Beschleunigung im Bereich der hohen Gänge in den Schiebebetrieb übergeht, wird die Übersetzungsverhältnis-Steuerlinie vom Beschleunigungslinienabschnitt auf den Verzögerungslinienabschnitt umgeschaltet. Während der Änderung der Steuerlinie wird das Übersetzungsverhältnis am Beginn der Änderung der Steuerlinie beibehalten.
Wie in Fig. 23 konzeptionell dargestellt ist, wird die Zieldrehzahl des Motors beim Übergang des Fahrzeugs von der Beschleunigung in den Schiebebetrieb so gesteuert, daß sie nicht wieder auf dem Beschleunigungslinienabschnitt X zu einem Punkt X2 gelangt, sondern von dem Punkt X3 auf dem Beschleunigungslinienabschnitt zum einem Punkt Y2 auf dem Verzögerungslinienabschnitt Y springt, in dem das Übersetzungsverhältnis mit dem in Punkt X3 identisch ist, und auf dem Verzögerungslinienabschnitt Y bis zu einem Punkt Y3 gelangt. Demnach kommt es beim Umschalten zwischen dem Beschleunigungslinienabschnitt und dem Verzögerungslinienabschnitt nicht zu einer plötzlichen Änderung im Übersetzungsverhältnis, so daß ein Stoß infolge einer Änderung im Übersetzungsverhältnis verhindert bzw. signifikant herabgesetzt wird. Nachdem in Schritt S308 gewartet wurde, bis das Umschalten auf den Verzögerungslinienabschnitt erfolgt ist, wird in Schritt S309 eine Zieldrehzahl des Motors ESPO anhand der momentanen Fahrzeuggeschwindigkeit V und der Drosselklappenöffnung TVO ermittelt.
Wenn dagegen in Schritt S310 festgestellt wird, daß das Fahrzeug beschleunigt, oder wenn in Schritt S305 festgestellt wird, daß sich das Fahrzeug nicht im Schiebebetrieb befindet, dann wird in Schritt S311 weiterhin festgestellt, ob das Ergebnis der in Schritt S310 im letzten Zyklus der sequentiellen Routine vorgenommenen Beurteilung auf einen Schiebebetrieb hindeutet. Wenn die Antwort Ja lautet, bedeutet dies, daß das Fahrzeug zum ersten Mal in diesem Zyklus in die Beschleunigung übergeht, und in Schritt S312 wird dann das momentane Übersetzungsverhältnis festgelegt und beibehalten, bis in Schritt S313 festgestellt wird, daß die Fahrzeuggeschwindigkeit V den Beschleunigungslinienabschnitt erreicht hat. Nachdem in Schritt 3313 gewartet wurde, bis das Umschalten auf den Beschleunigungslinienabschnitt erfolgt ist, wird in Schritt S314 eine Zieldrehzahl des Motors ESPO anhand der momentanen Fahrzeuggeschwindigkeit V und der Drosselklappenöffnung TVO ermittelt.
Nachdem in Schritt S309 oder S314 eine Zieldrehzahl des Motors ESPO ermittelt wurde, wird in Schritt S315 ein Drehzahlunterschied ΔESP zwischen der Zieldrehzahl des Motors ESPO und der momentanen Motordrehzahl ESP ermittelt, und anschließend wird in Schritt S316 eine zur Beseitigung des Drehzahlunterschieds ΔESP notwendige Anzahl von Antriebsimpulsen ΔPLS ermittelt. In Schritt S317 wird der Schrittmotor mit den Antriebsimpulsen angetrieben, um die Zieldrehzahl des Motors ESPO zu erreichen.
Gemäß dem in Fig. 23 gezeigten Steuerschema für die Motordrehzahl, bei dem die Steuerlinie für jede Drosselklappenöffnung einen Beschleunigungslinienabschnitt und einen Verzögerungslinienabschnitt hat, wird dann, wenn das Fahrzeug bei festgehaltenem Fahrpedal zum Beispiel auf eine abwärts führende Straße kommt und spontan beschleunigt wird, woraufhin das Fahrzeug seine Geschwindigkeit ändert, eine Steuerung des Übersetzungsverhältnisses vorgenommen, um ein resultierendes Übersetzungsverhältnis zu erreichen, das der Zieldrehzahl des Motors entspricht, die sich längs des Beschleunigungslinienabschnitts X ändert. Nachdem die Fahrzeuggeschwindigkeit die Modenumschaltlinie Z in den Bereich der hohen Gänge überquert hat, findet die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die hohen Gänge statt. Wenn das Fahrzeug auf eine ansteigende Straße kommt und spontan abgebremst wird, springt die Zieldrehzahl des Motors von einem Punkt X3 auf dem Beschleunigungslinienabschnitt X zu einem Punkt Y2 auf dem Verzögerungslinienabschnitt Y. Danach wird das resultierende Übersetzungsverhältnis gemäß der sich längs des Verzögerungslinienabschnitts Y ändernden Zieldrehzahl des Motors gesteuert. Wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit die Modenumschaltlinie Z in den Bereich der niedrigen Gänge überquert, findet die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses für die niedrigen Gänge statt. Wenn das Fahrzeug nach dem Übergang in den Bereich der niedrigen Gänge auf eine abwärts führende Straße kommt und spontan beschleunigt wird, springt die Zieldrehzahl des Motors von einem Punkt Y3 auf dem Verzögerungslinienabschnitt Y zu einem Punkt X2 auf dem Beschleunigungslinienabschnitt X. Danach wird das resultierende Übersetzungsverhältnis gemäß der sich längs des Beschleunigungslinienabschnitts X ändernden Zieldrehzahl des Motors gesteuert. Wenn das Fahrzeug also zwischen Verzögerung und Beschleunigung wechselt, wird das Umschalten des Steuermodus um eine Zeit hinausgezögert, die notwendig ist, um zum Beispiel von einem Punkt X3 zu einem Punkt Y2 oder zum Beispiel von einem Punkt Y3 zu einem Punkt X2 zu springen, anders als in einem Fall, wo die Zieldrehzahl des Motors so gesteuert wird, daß sie auf dem Beschleunigungslinienabschnitt X vom Punkt X3 zurück zum Punkt X1 läuft oder auf dem Verzögerungslinienabschnitt Y vom Punkt Y1 zurück zum Punkt Y3. Infolgedessen wird ein Nachlaufen der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses, das häufig mit unangenehmen Schaltstößen einhergeht, verhindert oder hinreichend unterbunden.
Anstatt ein Übersetzungsverhältnis zu Beginn des Umschaltens zwischen den Steuerlinienabschnitten festzulegen, kann das Übersetzungsverhältnis entsprechend einer Zieldrehzahl des Motors gesteuert werden, die von einem Punkt X3 auf dem Beschleunigungslinienabschnitt X direkt zu einem Punkt Y1 auf dem Verzögerungslinienabschnitt Y oder von einem Punkt Y3 auf dem Verzögerungslinienabschnitt Y direkt zu einem Punkt X1 auf dem Beschleunigungslinienabschnitt X springt, wie in Fig. 23 gezeigt. Während das Umschalten zwischen den Steuerlinienabschnitten innerhalb kurzer Zeit erreicht wird, dauert es in diesem Fall länger, bis die Zieldrehzahl des Motors die Modenumschaltlinie Z kreuzt, wenn sie vom Punkt Y1 oder X1 umspringt, als wenn sie vom Punkt Y2 oder X2 umspringt. Demnach wird das häufig von unangenehmen Schaltstößen begleitete Nachlaufen der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses verhindert bzw. hinreichend unterbunden. Ferner sind die Beschleunigungs- und Verzögerungslinienabschnitte der Steuerlinie für das Übersetzungsverhältnis in einem vorgegebenen Bereich von Fahrzeuggeschwindigkeiten, in dem die Modenumschaltlinie liegt, getrennt vorgesehen, und der Speicher der Steuereinheit 300 benötigt eine verminderte Kapazität für das Schema zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses. Wenn der Bereich von Fahrzeuggeschwindigkeiten für den Beschleunigungs- und Verzögerungslinienabschnitt schmal ist, ändert sich die Zieldrehzahl des Motors mit einer hohen Geschwindigkeit. Demnach sollte der Bereich von Fahrzeuggeschwindigkeiten im Hinblick auf die Speicherkapazität vorgegeben werden.

Claims

1. System zur Steuerung eines zwischen einem Motor (1) und Antriebsrädern angeordneten stufenlosen Getriebes (10), das einen stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus (20, 30) zur stufenlosen Veränderung eines Übersetzungsverhältnisses zwischen einer von dem Motor (1) kommenden Eingangsdrehzahl und einer zu den Antriebsrädern gehenden Ausgangsdrehzahl entsprechend den Fahrbedingungen des Fahrzeugs umfaßt und auf wenigstens einem von mehreren Kraftübertragungswegen (a, b), die je nach den Fahrbedingungen des Fahrzeugs wahlweise benutzt werden, die Ausgangsleistung des Motors auf die Antriebsräder überträgt, wobei wenigstens einer der Kraftübertragungswege den stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus (20, 30) umfaßt, wobei das System zur Steuerung des stufenlosen Getriebes folgendes umfaßt, Zustandserfassungseinrichtungen (302, 303) zur Erfassung der Fahrbedingungen des Fahrzeugs einschließlich mindestens Motodrehzahl und Last, Umschalteinrichtungen (60, 70, 271, 272, 273, 278) zum Umschalten der Kraftübertragungswege (a, b) vom einen zum anderen, und eine Steuereinrichtung (300) zur Betätigung der Umschalteinrichtungen (60, 70, 271, 272, 273, 278) zum wahlweisen Umschalten der Kraftübertragungswege (a, b) vom einen zum anderen entsprechend einem in bezug auf die Fahrbedingungen des Fahrzeugs einschließlich mindestens der Fahrzeuggeschwindigkeit vorbestimmten Schaltschema und zum Steuern des stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus (20, 30) nach Schemata zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses, die in bezug auf die Fahrbedingungen des Fahrzeugs einschließlich mindestens Fahrzeuggeschwindigkeit und Motorlast vorbestimmt sind, dadurch gekennzeichnet, daß:

jedes Schema zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses zum Teil in zwei getrennte Abschnitte (X, Y) unterteilt ist, wobei einer der beiden Abschnitte (X) nur während der Beschleunigung des Fahrzeugs benutzt wird und der andere der beiden Abschnitte (Y) nur während der Verzögerung des Fahrzeugs benutzt wird.

2. System zur Steuerung eines stufenlosen Getriebes nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung (300) ein Umschalten der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses zwischen den zwei Abschnitten veranlaßt, wenn die Einrichtung (302, 303) zur Erfassung der Fahrbedingungen eine Änderung der Fahrbedingung des Fahrzeugs zwischen Beschleunigung und Verzögerung erfaßt, und ein am Beginn des Umschaltens der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses erreichtes Übersetzungsverhältnis des stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus (20, 30) aufrechterhält, bis das Umschalten der Steuerung des Übersetzungsverhältnisses abgeschlossen ist.

3. System zur Steuerung eines stufenlosen Getriebes nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß jedes Steuerschema für das Übersetzungsverhältnis teilweise unterteilt ist in zwei getrennte Abschnitte (X, Y) für einen vorgegebenen Bereich an Fahrzeuggeschwindigkeiten einschließlich einer vorgegebenen Fahrzeuggeschwindigkeit, bei der die Umschalteinrichtung (60, 70, 271, 272, 273, 278) betätigt wird, um die Kraftübertragungswege (a, b) vom einen zum anderen umzuschalten.

4. System zur Steuerung eines stufenlosen Getriebes (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens einer der Kraftübertragungswege (a) den stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus (20, 30) umfaßt und wenigstens ein anderer der Kraftübertragungswege (b) frei ist von dem stufenlos veränderlichen Zahnradmechanismus (20, 30), und daß das stufenlose Getriebe in die Neutralstellung gebracht wird, wenn sowohl der Kraftübertragungsweg (a) als auch der Kraftübertragungsweg (b) benutzt werden.

5. System zur Steuerung eines stufenlosen Getriebes (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das stufenlose Getriebe ein ringförmiger stufenlos veränderlicher Zahnradmechanismus (20, 30) ist, der eine ringförmige Eingangsscheibe (21, 31), eine ringförmige Ausgangsscheibe (22, 32) und eine zwischen der ringförmigen Eingangs- und Ausgangsscheibe (21, 22, 31, 32) angeordnete Walze (23, 33) umfaßt.