DE60305804T2 - Stufenloses Toroidgetriebe - Google Patents

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Toshifumi Fuji-shi Hibi
Jun Yokosuka-shi Sugihara
Toshikazu Yokosuka-shi Oshidari
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
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    • F16H—GEARING
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    • F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H61/664—Friction gearings
    • F16H61/6649—Friction gearings characterised by the means for controlling the torque transmitting capability of the gearing

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Description

  • Technisches Gebiet
  • Die vorliegende Erfindung betrifft ein stufenlos veränderbares Getriebe vom Toroid-Typ für ein Kraftfahrzeug entsprechend des Oberbegriff von Anspruch 1 und wie in der EP 0967413 A gezeigt.
  • Hintergrund der Erfindung
  • In jüngster Zeit sind, um den Forderungen für einen erhöhten Schaltkomfort, eine verbesserte Antriebsfähigkeit und einen reduzierten Kraftstoffverbrauch und Abgasemissionen zu genügen, stufenlos veränderbares Getriebe vom Toroid-Typ, oft als „Toroid-CVT's" abgekürzt, vorgeschlagen und entwickelt worden, in denen ein Übersetzungsverhältnis innerhalb von Grenzen stufenlos veränderbar ist. Ein solches Toroid-CVT in der vorläufigen japanischen Patentveröffentlichung Nr. 10-331938 (nachstehend als „JP10-331938"), die dem Patent der Vereinigten Staaten Nr. 6,030,309 entspricht, gezeigt worden. Bei einem solchen Toroid-CVT, wie in der JP10-331938 gezeigt, wird die Motorleistung von der Eingangsscheibe zu der Ausgangsscheibe über einen Traktionsölfilm, gebildet zwischen einer Kraftrolle und jeder der Eingangs-und Ausgangsscheiben, unter Verwendung einer Scherkraft in dem Traktionsölfilm bei einem hohen Kontaktdruck übertragen. Die Eingangs- und Ausgangsscheiben sind koaxial gegenüberliegend zueinander. Das Toroid-CVT hat einen Lagerzapfen, der als ein Kraftrollenlager dient, das die Kraftrolle drehbar lagert, die zwischen die Eingangs- und Ausgangsscheiben eingesetzt ist und in Kontakt mit einer Torusoberfläche von jeder der Eingangs- und Ausgangsscheiben unter einer Vorlast ist. Während des Änderns des Übersetzungsverhältnisses des Toroid-CVT, um ein gewünschtes Übersetzungsverhältnis zu erhalten, das auf der Grundlage der Größe des Gyrationswinkels der Kraftrolle gebildet wird, wird die Kraftrolle aus der neutralen Position, bei der eine Drehachse der Kraftrolle die Mitte der Drehung (die gemeinsame Drehachse) der Eingangs- und Ausgangsscheiben schneidet, durch ein leichtes Verschieben oder Verlagern des Lagerzapfens in eine Richtung zu einer Lagerzapfenachse rechtwinklig zu der Drehachse der Kraftrolle über einen Servo-Kolben einer hydraulischen Servo-Vorrichtung verschoben, die in Abhängigkeit von einem hydraulischen Druck arbeitet, der durch eine Primär-Antriebsmaschine erzeugt wird, der durch eine Ölpumpe angetrieben wird, die durch eine Primär-Antriebsmaschine (einem Motor) während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine angetrieben wird. In größerer Genauigkeit, während eines Vorwärts-Fahrmodus ist der hydraulische Druck zu der hydraulischen Servo-Vorrichtung über ein Vorwärtsübersetzungsverhältnis-Steuerungsventil gerichtet, hingegen während eines Rückwärtsgang-Fahrmodus der hydraulische Druck auf die hydraulische Servo-Vorrichtung über eine Rückwärtsgang-Übersetzungsverhältnis-Steuerungsventil gerichtet ist. Durch den Vorteil einer Seitenrutschkraft, diem in einer sehr begrenzten Kontaktzone zwischen der Kraftrolle und den Eingangs- und Ausgangsscheiben infolge des leichten Versatzes oder der leichten vertikalen Verlagerung der Kraftrolle auftrifft, wird die Kraftrolle selbst-geneigt oder selbst-gekippt. Infolge der Selbst-Neigungsbewegung der Kraftrolle kann ein erster Durchmesser oder ein kreisbogenförmiger Ort, gezogen durch die Bewegung des sehr begrenzten Kontaktpunktes zwischen der Kraftrolle und der Ausgangsscheibe auf der Torusoberfläche der Ausgangsscheibe und ein zweiter Durchmesser eines kreisbogenförmigen Ortes, gezogen durch die Bewegung des sehr begrenzten Kontaktpunktes zwischen der Kraftrolle und der Eingangsscheibe auf der Torusoberfläche der Eingangsscheibe, d.h., ein Übersetzungsverhältnis des ersten zu dem zweiten Durchmesser, kontinuierlich verändert werden, um folglich kontinuierlich ein Übersetzungsverhältnis zu verändern. Im Wesentlichen wird in dem Toroid-CVT ein Grad des Fortschrittes für das Ändern des Übersetzungsverhältnisses auf die hydraulische Servo-Vorrichtung zurückgeführt, so dass der Lagerzapfen allmählich in seine Anfangsposition als der Übersetzungsverhältnis-Änderungsfortschritt zurückkehrt. Wenn der Gyrationswinkel auf der Grundlage eines gewünschten Übersetzungsverhältnisses, das einem Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwert entspricht, erreicht hat, wird die vertikale Verlagerung des Lagerzapfens auf null zurückgesetzt, um die Neigungsbewegung der Kraftrolle zu beenden und um eine Rückkehr der Kraftrolle in die neutrale Position zu erreichen, und um somit das gewünschte Übersetzungsverhältnis, das dem Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwert entspricht, beizubehalten.
  • In der zuvor erwähnten, durch die Primär-Antriebsmaschine angetriebenen Ölpumpe, wird ein unter druck stehendes Arbeits-Fluid (ein unter Druck stehendes Traktionsöl) von der Pumpe während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine kontinuierlich abgegeben. Demzufolge ist während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine die hydraulische Servo-Vorrichtung mittels des hydraulischen Drucks, der durch die Ölpumpe, die durch die Primär-Antriebsmaschine angetrieben wird, erzeugt wird, steuerbar. Es wird jedoch angenommen, dass ein Drehmoment von den Straßenrädern zu der Ausgangsscheibe infolge von Ziehen oder Rollen in einem gestoppten Zustand der Primär- Antriebsmaschine, in dem kein hydraulischer Druck durch die Ölpumpe, die durch die Primär-Antriebsmaschine angetrieben wird, und der für eine Veränderung des Übersetzungsverhältnisses notwendig ist, erzeugt wird, rückwärts fließt und folglich die hydraulische Servo-Vorrichtung in einem nicht-steuerbaren Zustand ist. In solch einem Fall gibt es aus dem oben diskutierten Grund eine erhöhte Tendenz für das Toroid-CVT unerwünscht hoch zu schalten.
  • Wenn die Ausgangsscheibe durch die Straßenräder infolge des Rückflusses des Drehmomentes von den Straßenrädern auf die Ausgangsscheibe angetrieben wird, empfängt die Kraftrolle, die zwischen die Eingangs- und Ausgangsscheiben unter einer Vorlast eingesetzt ist, als eine Rückstoßkraft oder als eine Reaktionskraft von einem Kontaktabschnitt eine Komponentenkraft, die in der Richtung des Lagerzapfens wirkt. Dies verursacht ein leichtes Versetzen der Kraftrolle aus ihrer neutralen Position in die Richtung des Lagerzapfens, der das Toroid-CVT in ein höheres Übersetzungsverhältnis hochschaltet. Als ein Ergebnis davon tritt infolge der selbst-neigenden Bewegung der Kraftrolle das Hochschalten des Toroid-CVT auf ein höheres Übersetzungsverhältnis unerwünscht auf. Wenn die Primär-Antriebsmaschine erneut gestartet wird und das Fahrzeug aus dem Stillstand unter der Vorraussetzung beschleunigt wird, dass das Toroid-CVT auf ein hohes Übersetzungsverhältnis infolge des Ziehens oder Rollens in dem gestoppten Zustand der Primär-Antriebsmaschine unerwünscht hoch geschaltet worden ist, ergeben sich die folgenden Nachteile.
  • Während der frühen Stufen des Fahrzeugstartens wird ein gewünschtes Übersetzungsverhältnis, das einem Übersetzungsverhältnis-Befehlssignal entspricht, im Wesentlichen auf ein vorbestimmtes niedrigstes Übersetzungsverhältnis festgelegt. Im Wesentlichen ist bekannt, das ein Ändern des Übersetzungsbetriebs nur in Anwesenheit der Drehmomentübertragung vorgenommen werden kann, nachdem das Fahrzeug gestartet worden ist. Eine Tatsache ist, dass unmittelbar vor dem Starten des Motors keine Drehmomentübertragung vorhanden ist und somit das Fahrzeug bei dem Übersetzungsverhältnis, das hoch verblieben ist, unter den oben diskutierten Voraussetzungen erneut gestartet wird. Die wird oft als ein so genanntes „Hoch-Übersetzungsverhältnis-Starten" bezeichnet. Während des so genannten „Hoch-Übersetzungsverhältnis-Starten" besteht ein Mangel am Drehmoment, folglich ergibt sich eine Verschlechterung der Startleistung des Fahrzeuges. Zum Vermeiden des Hoch-Übersetzungsverhältnis-Startens lehrt die vorläufige japanische Patentveröffentlichung Nr. 2002-327836 (nachstehend als „JP2002-327836" bezeichnet), die der Patentanmeldung der Vereinigten Staaten Nr. 2002/0169051 entspricht, den gebrauch einer zweiten Ölpumpe ebenso gut wie eine primäre Ölpumpe (eine Primär-Antriebsmaschinen-angetriebene Ölpumpe).
  • Zusammenfassung der Erfindung
  • Die zweite Ölpumpe, die in der JP2002-327836 gezeigt ist, wird in Abhängigkeit von der Drehung des Straßenrades angetrieben, um den hydraulischen Druck zu erzeugen. Mittels der zweiten Ölpumpe ist es möglich, das Toroid-CVT daran zu hindern, sich unerwünscht auf ein hohes Übersetzungsverhältnis infolge des Ziehens oder Rollens in dem gestoppten Zustand der Primär-Antriebsmaschine hoch zu schalten. Jedoch während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine, z.B. während das Fahrzeug normal angetrieben wird, wird die zweite Ölpumpe in Abhängigkeit von der Drehung des Straßenrades konstant angetrieben, was dadurch zu einem erhöhten Fahrwiderstand, mit anderen Worten, zu einem erhöhten Kraftstoffverbrauch führt. Z.B. ist in dem Fall, dass die zweite Ölpumpe durch eine hin- und hergehende Plungerpumpe, die einen hin- und hergehender Plunger permanent vorgespannt mit einem Plungerpumpen-Antriebsteil, z. B. durch einen Nocken mittels einer Rückholfeder, infolge des relativ großen Gleitwiderstandes die Tendenz des erhöhten Fahrwiderstandes (des erhöhten Kraftstoffverbrauchs) beträchtlich. Somit wäre es wünschenswert, eine Einrichtung zu schaffen, durch die es möglich ist, die zweite Ölpumpe daran zu hindern, in Abhängigkeit von der Drehung des Straßenrades während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine angetrieben zu werden.
  • Demzufolge ist es ein Ziel der vorliegenden Erfindung, ein stufenlos veränderbares Getriebe vom Toroid-Typ für ein Kraftfahrzeug zu schaffen, das eine Hilfsölpumpe (eine zweite Ölpumpe) sowie als eine durch eine Primär-Antriebsmaschine angetriebene Ölpumpe (eine primäre Ölpumpe) verwendet, die in der Lage ist, die zweite Ölpumpe daran zu hindern, in Abhängigkeit von der Drehung des Straßenrades zumindest während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine oder in einem unbelastetem Zustand angetrieben zu werden, selbst wenn die zweite Ölpumpe in Abhängigkeit von der Drehung des Straßenrades während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine angetrieben wird.
  • Die vorerwähnten und weitere Aufgaben der vorliegenden Erfindung werden durch die Merkmale von Anspruch 1 gelöst. Die weiteren Ziele und Merkmale dieser Erfindung werden aus der folgenden Beschreibung in Bezug auf die beigefügten Zeichnungen deutlich.
  • Kurze Beschreibung der Zeichnungen
  • 1 ist ein Systemdiagramm, das ein Ausführungsbeispiel des stufenlos veränderbares Getriebe vom Toroid-Typ für ein Kraftfahrzeug, das primäre und sekundäre Ölpumpen verwendet, darstellt.
  • 2A ist eine vergrößerte Querschnittsdarstellung in Längsrichtung, die einen wesentlichen Teil der zweiten Ölpumpe darstellt, die in dem Toroid-CVT des Ausführungsbeispiels enthalten ist, und in Abhängigkeit von der Drehung, die von den Straßenrädern auf die Getriebeausgangswelle übertragen wird und abhängig von einem Auslasshub angetrieben wird.
  • 2B ist eine vergrößerte Querschnittsdarstellung in Längsrichtung, die einen wesentlichen Teil der zweiten Ölpumpe abhängig von einem Auslasshub darstellt.
  • 2C ist eine vergrößerte Querschnittsdarstellung in Längsrichtung, die einen wesentlichen Teil der zweiten Ölpumpe, die in einem unwirksamen Zustand des Betriebs gehalten wird, darstellt.
  • 3 ist ein Hydraulik-Kreislaufdiagramm eines hydraulischen Systems, das ein Übersetzungsverhältnis-Änderungssteuerungssystem des Toroid-CVT des Ausführungsbeispieles zeigt.
  • 4 ist ein Hydraulik-Kreislaufdiagramm. Das einen ausführlichen Aufbau eines hydraulischen Steuerkreislaufes zeigt, der in dem hydraulischen System der 3 enthalten ist.
  • 5A ist eine vergrößerte Querschnittsdarstellung in Längsrichtung, die einen wesentlichen Teil der einer ersten modifizierten zweiten Ölpumpe, die innerhalb des Toroid-CVT enthalten ist, darstellt, und die in Abhängigkeit von der Drehung, übertragen von den Straßenrädern auf die Getriebeausgangswelle und in Abhängigkeit von einem Auslasshub, angetrieben wird.
  • 5B ist eine vergrößerte Querschnittsdarstellung in Längsrichtung, die einen wesentlichen Teil der ersten modifizierten Ölpumpe, die abhängig von einem Auslasshub ist, darstellt.
  • 5C ist eine vergrößerte Querschnittsdarstellung in Längsrichtung, die einen wesentlichen Teil der ersten modifizierten sekundären Ölpumpe darstellt, die in einem unwirksamen Zustand des Betriebs gehalten wird.
  • 6A ist eine vergrößerte Querschnittsdarstellung in Längsrichtung, die einen wesentlichen Teil einer zweiten modifizierten sekundären Ölpumpe darstellt, die in einem Betriebszustand (während des Pumpvorganges) gehalten wird.
  • 6B ist eine vergrößerte Querschnittsdarstellung in Längsrichtung, die einen wesentlichen Teil der zweiten modifizierten sekundären Ölpumpe zeigt, die in einem unwirksamen Zustand des Betriebs gehalten wird.
  • 7 ist eine Querschnittsdarstellung in Längsrichtung, die einen wesentlichen teil einer dritten modifizierten sekundären Ölpumpe zeigt.
  • Beschreibung der bevorzugten Ausführungsbeispiele
  • Nunmehr in Bezug auf die Zeichnungen, insbesondere auf die 1, ist ein stufenlos veränderbares Getriebe vom Toroid-Typ für ein Kraftfahrzeug (abgekürzt ein „Toroid-CVT") des Ausführungsbeispieles in einem halb-Toroid stufenlos veränderbaren Getriebes, kombiniert mit einem Sperr-Drehmomentwandler 2, veranschaulicht. In dem Kraftzug für das Toroid-CVT des in der 1 gezeigten Ausführungsbeispieles funktioniert das Motordrehmoment (das Antriebsdrehmoment), das von einem Motor 1, der als eine Primär-Antriebsmaschine dient, über einen Sperr-Drehmomentwandler 2 auf eine Vorwärts- und Rückwärts-Umschaltvorrichtung 3 (F/R-Umschaltvorrichtung) 3 übertragen wird, um die Eingangsdrehung auf eine Eingangswelle oder eine Eingangsscheibe des Toroid-CVT zu übertragen, ohne die Drehrichtung in dem Antriebsbereich (D-Bereich) des Vorwärts-Fahrmodus zu ändern. Die F/R-Umschaltvorrichtung 3 funktioniert auch, um die Eingangsdrehung auf die Eingangswelle des Toroid-CVT, während eines Änderns einer Richtung der Eingangsdrehung in dem Rückwärtsgang-Bereich (R-Bereich) zu übertragen. D.h., die F/R-Umschaltvorrichtung 3 überträgt umgekehrt die Eingangsdrehung der Primär-Antriebsmaschine auf die Eingangsscheibe. Die F/R-Umschaltvorrichtung 3 funktioniert außerdem, um die Kraftübertragung zu der Toroid-CVT-Eingangswelle in einem Parkierungsbereich (P-Bereich) oder einem neutralen Bereich (N-Bereich) abzuschalten. Die F/R-Umschaltvorrichtung 3 ist im Wesentlichen gebildet aus einem Planetenradsatz, einer Vorwärtskupplung und einer Rücklaufbremse. In der anschließenden Stufe der F/R-Umschaltvorrichtung 3 sind eine vordere Toroid-CVT-Vorrichtung (oder eine erste Veränderereinheit) 4 und eine hintere Toroid-CVT-Vorrichtung (oder eine zweite Veränderereinheit) 5 in einen Tandemzustand gebracht und koaxial in dem Innenraum des Toroid-CVT-Gehäuses in einer derartigen Weise angeordnet, um ein so genanntes „Toroid-CVT vom Doppel-Hohlraum" aufzubauen. Die erste und die zweite Toroid-CVT-Vorrichtungen 4 und 5 haben denselben Aufbau. Die erste Toroid-CVT-Vorrichtung weist ein Paar von Eingangs- und Ausgangsscheiben 6 und 7, die koaxial und gegenüberliegend zueinander angeordnet sind, auf, ein Paar von Kraftrollen (8, 8), ein Kraftrollenlager oder einen Drehzapfen 12(der später beschrieben wird).
  • Jede der Eingangs- und Ausgangsscheiben 6 und 7 hat eine Torusoberfläche. Die Kraftrollen ((, 8) sind zwischen die Eingangs- und Ausgangsscheiben 6 und 7 derart eingesetzt, dass die Kraftrollen (8, 8) mit den Torusoberflächen der Eingangs- und Ausgangsscheiben 6 und 7 unter einer axialen Vorlast in Kontakt sind. Die Kraftrollen (8, 8) sind zueinander in Bezug zu einer Hauptdrehmoment-Übertragungswelle 9 symmetrisch angeordnet. Erste und zweite CVT-Vorrichtungen 4 und 5 sind zueinander umgekehrt auf einer Hauptdrehmoment-Übertragungswelle 9 derart angeordnet, dass die Ausgangsscheibe eine erste CVT-Toroidvorrichtung 4 enthält und die Ausgangsscheibe eine zweite CVT-Toroidvorrichtung 5 enthält, die zueinander gegenüberliegend in Bezug zu einem Ausgangszahnrad 11 sind, die auf einer zylindrischen hohlen Ausgangswelle 10 fest verbunden sind. Obwohl es in der 1 der zwei Eingangsscheiben (6, 6) nicht eindeutig gezeigt ist, ist die Eingangsscheibe, die in der ersten CVT-Toroidvorrichtung 4 enthalten ist, axial nach rechts (beim Betrachten der 1) mittels einer Lastnockenvorrichtung (nicht gezeigt) vorbelastet ist. Die Lastnockenvorrichtung ist bestimmt, eine Größe der axialen Vorlast zu erzeugen, die im Wesentlichen proportional zu einem Eingangsdrehmoment ist, das von dem Sperr-Drehmomentwandler 2 über eine F/R-Schaltvorrichtung 3 auf die CVT-Toroid-Eingangswelle übertragen wird. Andererseits ist die Eingangsscheibe, die in der zweiten CVT-Toroidvorrichtung 5 enthalten ist, permanent axial nach links (beim Betrachten der 1) mittels einer Federvorspannung vorgespannt. Jede der Eingangsscheiben (6, 6) ist auf einer Hauptdrehmoment-Übertragungswelle 9 mittels eines Kugel-Feder-Eingriffs gelagert, um jeder der Eingangsscheiben (6, 6) zu gestatten, sich axial im Verhältnis zu der Hauptdrehmoment-Übertragungswelle zu bewegen und sich um die Hauptdrehmoment-Übertragungswelle zu drehen. Die Ausgangsscheiben (7, 7) und die zylindrische hohle Ausgangswelle 10 sind zueinander miteinander einstückig verbunden und miteinander koaxial angeordnet. Ausgangsscheiben (7, 7) sind mit dem Ausgangszahnrad 11 über die zylindrische hohle Ausgangswelle 10 mittels eines Federeingriffs verbunden. Im Gegensatz zu den Eingangsscheiben (6, 6) ist jede der Ausgangsscheiben (7, 7) axial stationär. Somit ist das Ausgangszahnrad 11 im Verhältnis zu der Hauptdrehmoment-Übertragungswelle 9 drehbar.
  • Wie von der rechten Seite des Hydraulik-Kreislaufdiagramms der 3 gesehen werden kann, ist jede der Kraftrollen (8, 8, 8, 8) an einem Ende jedes Lagerzapfens (12, 12, 12, 12) gelagert. Die Kraftrollen (8, 8, 8, 8) sind um die jeweiligen Kraftrollen-Drehachsen (O1, O1, O1, O1) drehbar. Jeder der Servo-Kolben (13, 13, 13, 13), der als die hydraulische Servo-Vorrichtung dient, ist an dem anderen Ende von jedem der Lagerzapfen koaxial verbunden, um jede der Kraftrollen durch Verschiebedrehzapfen (12, 12) der ersten CVT-Toroidvorrichtung 4 in entgegengesetzte Richtungen zu ihren Lager zapfenachsen, rechtwinklig zu den Kraftrollen-Drehachsen, zu neigen. D.h., alle von den Lagerzapfen werden in Phase und synchron miteinander mittels der vier Servo-Kolben verschoben. Wie aus dem Querschnitt der hydraulischen Servo-Vorrichtung der 3 eindeutig gesehen werden kann, ist der Servo-Kolben 13 in den Zylinder, gebildet in einem Servo-Kolbenkörper 18L, gleitbar eingesetzt, um eine Niederdruck-Kolbenkammer 18L und eine Hochdruck-Kolbenkammer 18H zu bilden. In einer Kraftrolle 8 der ersten Kraftrollen-Gruppe, die in der 3 gezeigt ist, dient die obere Kolbenkammer als die Niederdruck-Kolbenkammer 18L, während die untere Kolbenkammer als die Hochdruck-Kolbenkammer 18H dient. Im Gegensatz dazu, in der anderen Kraftrolle 8 der ersten Kraftrollengruppe dient die obere Kolbenkammer als Hochdruck-Kolbenkammer 18H, während die untere Kolbenkammer als Niederdruck-Kolbenkammer 18L dient.
  • Dies kommt daher, weil während des Übersetzungsverhältnis-Veränderungsvorganges die Kraftrollen (8, 8) der ersten Kraftrollengruppe aus ihren neutralen Position in Phase und synchron miteinander in entgegengesetzte Richtungen der Lagerzapfenachse (O2, O2) rechtwinklig zu der Kraftrollen-Drehachse (O1, O1) mittels der jeweiligen Servo-Kolben (13, 13) verschoben werden.
  • Nachstehend werden der Übersetzungsverhältnis-Veränderungsvorgang und der Kraftfluss des Toroid-CVT des Ausführungsbeispieles beschrieben.
  • Die Eingangsdrehung oder das Eingangsdrehmoment wird von der F/R-Umschaltvorrichtung 3 gleichzeitig auf beide zwei Eingangsscheiben (6, 6) übertragen. Das Eingangsdrehmoment wird außerdem von den Eingangsscheiben (6, 6) auf die jeweiligen Kraftrollen (8, 8, 8, 8) übertragen, um eine Drehung von jeder der Kraftrollen um ihre Drehachsen O1 zu veranlassen. Dann wird das Drehmoment von den Kraftrollen über die Ausgangsscheiben (7, 7) zu dem Ausgangszahnrad 11 gemeinsam mit den zwei Ausgangsscheiben übertragen. Das Drehmoment wird von dem Ausgangszahnrad 11 auf ein Gegenzahnrad 14, im Kämmeingriff mit dem Zahnrad 11 und fest auf der Vorgelegewelle 15 verbunden, übertragen. Das Drehmoment wird außerdem in dieser Reihenfolge über einen Zahnradsatz 16 und eine Toroid-CVT-Ausgangswelle 17, gekuppelt mit einer Propellerwelle (nicht beziffert), auf die Antriebsräder übertragen. Während der Übersetzungsverhältnis-Veränderung ist jede der Kraftrollen geneigt oder gekippt, so dass die Größe des Gyrationswinkels auf der Grundlage des gewünschten Übersetzungsverhältnisses erreicht wird. In Übereinstimmung mit einer kontinuierlichen Veränderung in dem Gyrationswinkel wir das Drehmoment auf jede Ausgangsscheibe während des stufenlosen Veränderns einer Eingangsdrehzahl jeder Eingangsscheibe übertragen. Noch genauer, während des Veränderns des Übersetzungsverhältnisses werden die Kraftrollen aus ihren neutralen Positionen (keine Positionen zum Verändern des Übersetzungs verhältnisses), gezeigt in den 1 und 3 in Phase und synchron miteinander in die Richtungen der Lagerzapfenachsen (O2, O2, O2, O2) rechtwinklig zu der Kraftrollen-Drehachse (O1 O1, O1, O1) durch die Lagerzapfen 12, 12, 12, 12) mittels der Servo-Kolben (13, 13, 13, 13, 13) verschoben. Die zuvor erwähnte neutrale Position entspricht einer nicht-Übersetzungsverhältnis-Position, bei der die Kraftrollen-Drehachse O1 eine gemeinsame Drehachse O3 der Eingangs- und Ausgangsscheiben schneidet. Das Verschieben der Kraftrollen (8, 8, 8, 8) aus ihren neutralen Positionen verursachen einen Versatz oder eine vertikale Verlagerung jeder der Kraftrollen-Drehachsen (O1, O1, O1, O1) von der Drehachse O3 der der Eingangs- und Ausgangsscheiben 6 und 7. Infolge des Versatzes (oder der vertikalen Verlagerung) tritt eine seitliche Rutschkraft in einer sehr begrenzten Kontaktzone zwischen jeder der Kraftrollen und der zugehörigen Eingangs- und Ausgangsscheiben auf. Durch den Vorteil der seitlichen Rutschkräfte können die Kraftrollen in Phase und synchron um die jeweilige Lagerzapfenachse Drehachse (O2, O2, O2, O2) selbst-geneigt oder selbst-gekippt werden. Infolge der selbst-neigenden Bewegung von jeder der Kraftrollen kann ein erster Durchmesser einer kreisbogenförmigen Ortes, gezogen durch die Bewegung des sehr begrenzten Kontaktpunktes zwischen jeder der Kraftrollen und der Ausgangsscheibe auf der Torusoberfläche der Ausgangsscheibe, und ein zweiter Durchmesser des kreisbogenförmigen Ortes, gezogen durch die Bewegung des sehr begrenzten Kontaktpunktes zwischen jeder der Kraftrollen und der Eingangsscheibe auf der Torusoberfläche der Eingangsscheibe, d.h., ein Verhältnis des ersten Durchmessers zu dem zweiten Durchmesser, kontinuierlich verändert werden, um somit ein Übersetzungsverhältnis des Toroid-CVT vom Doppelhohlraum-Typ stufenlos zu verändern. Andererseits wird ein Grad des Vorankommens für das Verändern des Übersetzungsverhältnisses zu der hydraulischen Servo-Vorrichtung mechanisch rückgekoppelt, d.h., zu den Servo-Kolben (13, 13, 13, 13, 13) mittels eines Vorwärts-Präzisionsnockens (der später beschrieben wird) in dem Vorwärts-Fahrmodus und auch mittels eines Rückwärts-Präzisionsnockens (der später beschrieben wird) in dem Rückwärtsgang-Fahrmodus, derart, dass jeder der Lagerzapfen allmählich in seine Anfangsposition zurückkehrt, wie die Veränderung des Übersetzungsverhältnisses voranschreitet. Sobald wie der Gyrationswinkel auf der Grundlage des gewünschten Übersetzungsverhältnisses entsprechend eines Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwertes erreicht worden ist, wird der Versatz (die vertikale Verlagerung) jedes der Lagerzapfen auf null zurückgeführt, um die Neigungsbewegung von jeder der Kraftrollen zu stoppen und um das Rückkehren von jeder der Kraftrollen auf null zu erreichen, und somit das gewünschte Übersetzungsverhältnis entsprechend des Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwertes beizubehalten.
  • Während des Veränderns des Übersetzungsverhältnisses in dem D-Bereich (dem Vorwärts-Fahrmodus) wird ein Hochschalten des Toroid-CVT auf ein höheres Übersetzungsverhältnis durch Zuführen von hydraulischem Druck in die Hochdruck-Kolbenkammer 18H (siehe 3) und gleichzeitig durch Ableiten des hydraulischen Druckes aus der Niedrigdruck-Kolbenkammer 18L (siehe 3) erreicht. Während des Veränderns des Übersetzungsverhältnisses In dem D-Dereich (dem Vorwärts-Fahrmodus) wird ein Herunterschalten des Toroid-CVT in ein niedrigeres Übersetzungsverhältnis durch zuführen des hydraulischen Druckes in die Niederdruck-Kolbenkammer 18L (siehe 3) und gleichzeitig durch Ableiten des hydraulischen Druckes aus der Hochdruck-Kolbenkammer 18H erreicht.
  • Andererseits überträgt während des Veränderns des Übersetzungsverhältnisses in dem R-Bereich (dem Rückwärtsgang-Fahrmodus), die F/R-Umschaltvorrichtung 3 (siehe 1) die Eingangsdrehung zu der Toroid-CVT-Eingangswelle, während des Verändern einer Richtung der Eingangsdrehung. Folglich wird während des Veränderns des Übersetzungsverhältnisses ein Herunterschalten des Toroid-CVT auf ein niedrigeres Übersetzungsverhältnis durch zuführen des hydraulischen Druckes zu der Hochdruck-Kolbenkammer 18H und gleichzeitig durch Ableiten des hydraulischen Druckes aus der Niederdruck-Kolbenkammer 18L erreicht. Während des Veränderns des Übersetzungsverhältnisses in dem R-Bereich wird ein Hochschalten des Toroid-CVT auf ein höheres Übersetzungsverhältnis durch Zuführen des hydraulischen Druckes in die Niederdruck-Kolbenkammer 18L und gleichzeitig durch Ableiten des hydraulischen Druckes aus der Hochdruck-Kolbenkammer 18H erreicht.
  • Für den Zweck der Übersetzungsverhältnis-Steuerung des Toroid-CVT sowie zur Schaltsteuerung (von der F/R-Umschaltvorrichtung 3) zwischen dem Vorwärts- und dem Rückwärts-Fahrmodus, wie in der 1 gezeigt, ist eine primäre Ölpumpe 21 (oder einer mit einer Primär-Antriebseinrichtung angetriebenen Ölpumpe), die durch den Motor 1 angetrieben wird, vorgesehen. In dem Toroid-CVT des Ausführungsbeispiels ist eine sekundäre Ölpumpe 22, die so genannte „angetriebene Ausgangsdrehungs-Pumpe" zusätzlich zu der primären Ölpumpe 21 vorgesehen. Die sekundäre Ölpumpe 22 ist mechanisch mit dem vorderen Ende der Vorgelegewelle 15 verbunden, so dass die sekundäre Ölpumpe 22 in Abhängigkeit zu der Eingangsdrehung von den Straßenrädern durch die Getriebeausgangswelle 17 und den Zahnradsatz 16 auf die Vorgelegewelle 15 übertragen wird. Wie bestens aus der 1 gesehen werden kann, ist die Vorgelegewelle 15 permanent mit den Achsenantriebswellen der Straßenräder durch den Zahnradsatz 16 und die Getriebeausgangswelle 17 gekuppelt und somit kann die sekundäre Ölpumpe 22 in Abhängigkeit von Eingangsdrehung, die von den Straßenrädern auf die Vorgele gewelle 15 übertragen wird, während das Fahrzeug gezogen oder gerollt wird, nachdem der Motor 1 (die Primär-Antriebsmaschine) gestoppt worden ist, angetrieben werden.
  • Wie aus der Querschnittsdarstellung, dargestellt in den 2A, 2B und 2C in dem Toroid-CVT des Ausführungsbeispieles, gesehen werden kann, ist die sekundäre Ölpumpe 22 als eine hin- und hergehende Plungerpumpe konstruiert, die einen Exzenternocken (oder ein Pumpenantriebselement) 24 und einen Radialplunger (oder ein hinund hergehendes Pumpenelement) 26 aufweist. Die Eingangswelle (die Pumpenwelle) des Exzenternockens 24 ist fest mit dem vorderen Ende der Vorgelegewelle 15 mittels eines Stiftes (nicht gezeigt) verbunden. Der Exzenternocken 24 ist betrieblich in einem Pumpengehäuse 25 aufgenommen. Der radiale Plunger 26 ist gleitbar in den Zylinder, der in dem Pumpengehäuse 25 gebildet ist, eingesetzt. Der radiale Plunger 26 ist permanent Federbelastet oder in die Richtung zu der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 mittels einer Rückholfeder 27 vorgespannt. Wie in den 2A und 2b gezeigt, ist üblicherweise das obere Ende des radialen Plungers 26 in Gleitkontakt mit der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 und geht somit mit der Drehung des Exzenternockens 24 synchron radial hin- und her. Während des in der 2b gezeigten Ansaughubes wird das Arbeits-Fluid (das Traktionsöl) aus der Ölwanne in die sekundäre Ölpumpe 22 durch eine Einlassöffnung 28 und ein Einlassventil 29 infolge des Aufwärtshubs (dargestellt in der 2B) des Radialplungers 26 eingeleitet. Üblicherweise ist für den Zweck des Einleitens von Öl die Einlassöffnung 28 in dem Pumpengehäuse 25 in solch einer Weise gebildet, um sich an der Unterseite des Ölniveaus der Ölwanne zu öffnen. Während des in der 2A gezeigten Auslasshubes wird das Arbeits-Fluid (das Traktionsöl) aus der Abgabeöffnung 30, gebildet in dem Pumpengehäuse 25, durch das Abgabeventil 31 in die Ölwanne infolge des Abwärtshubes (dargestellt in der 2A) des Radialplungers 26 abgegeben.
  • Wie in den 2A–2C gezeigt, ist das obere Ende (das erste Ende) des Radialplungers 26 als eine Gleitkontaktoberfläche gebildet, die üblicherweise mit der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 in Gleitkontakt ist, während das untere Ende (das zweite Ende) des Radialplungers 26 als ein Druckaufnahme-Flanschende mit relativ großem Durchmesser gebildet ist. Das Druckaufnahme-Flanschende mit relativ großem Durchmesser des Radialplungers 26 dient dazu, die Plunger-Rückzugskammer 23 zu bilden, die entgegen der Pumpenkammer angeordnet sein muss, die mit der Einlassöffnung 28 über ein Einlassventil in Verbindung ist und mit der Abgabeöffnung 30 über ein Abgabeventil 31 in Verbindung ist und die darin die Rückholfeder 27 aufnimmt. Die Plunger-Rückzugskammer 23 ist in dem Pumpengehäuse 25 in Verbindung mit dem Druckaufnahme-Flanschende mit relativ großem Durchmesser (siehe die 2A– 2C) gebildet. Wie später vollständig beschrieben werden wird, wird in dem Toroid-CVT des Ausführungsbeispieles ein modulierter hydraulischer Druck (PC, PL, Pt, PP), der durch einen hydraulischen Steuerungsschaltkreis 36 (der später beschrieben wird) konstant erzeugt oder hervorgerufen wird, und der aus einem Abgabedruck aus der primären Ölpumpe (die Primär-Antriebsmaschine der angetriebenen Ölpumpe) 21 während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine moduliert wird, in die Plunger-Rückzugskammer 23 der sekundären Ölpumpe 22 geliefert oder zugeführt.
  • Wenn die Primär-Antriebsmaschine (der Motor 1) gestoppt und in seinen nicht-Betriebszustand konditioniert wird, wird durch die primäre Ölpumpe 21 kein hydraulischer Druck erzeugt. In diesem Fall wird der Radialplunger 26 der sekundären Ölpumpe 22 (die angetrieben Ausgangsdrehungspumpe) in Gleitkontakt mit der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 mittels der Federvorspannung der Rückholfeder 27 gebracht. Unter dieser Bedingung gestattet das sekundäre Ölpumpensystem dem Radialplunger 26 zwischen den Hubpositionen, gezeigt in den 2A und 2B, sich mittels des Exzenternockens 24, der in Abhängigkeit von der Eingangsdrehung, in Abhängigkeit zu der Eingangsdrehung, übertragen von den Straßenrädern durch die Getriebeausgangswelle 17 und den Zahnradsatz 16 auf die Vorgelegewelle 15 gedreht wird, hin- und herzubewegen. Die hin- und hergehende Bewegung des Radialplungers 26 veranlasst einen Pumpvorgang. Umgekehrt, wenn die Primär-Antriebsmaschine (der Motor 1) läuft und im Betriebszustand konditioniert ist, gibt es eine Zuführung von hydraulischem Druck, erzeugt durch die primäre Ölpumpe 21, in die Plunger-Rückzugskammer 23. Als ein Ergebnis dessen wird, wie in der 2C gezeigt, der Radialplunger 26 der sekundären Ölpumpe 22 zurückgezogen und konditioniert, um von der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 entfernt zu sein. D.h., während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine kann die sekundäre Ölpumpe 22 in dem nicht-Betriebszustand durch Beibehalten des Pumpelementes (des Plungers 26) in einer beabstandeten, kontaktfreien Beziehung mit dem Pumpenantriebselement (dem Exzenternockens 24) mittels des modulierten hydraulischen Druckes (PC, PL, Pt, PP), der durch den hydraulischen Steuerungsschaltkreis 36 (was nachstehend beschrieben wird) während des Betriebs der primären Antriebseinrichtung erzeugt wird, gehalten werden. Bei dem Radialplunger 26, der an seiner zurück gezogenen Position während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (des Motors 1) gehalten wird, wird der Radialplunger 26 nicht mittels des Exzenternockens 24, der in Abhängigkeit von der Eingangsdrehung, übertragen von den Straßenrädern auf die Vorgelegewelle 15, gedreht wird, angetrieben. Wie bereits oben erwähnt kann in dem Toroid-CVT des Ausführungsbeispieles selbst dann, wenn der Exzenternocken 24 in Abhängigkeit von den Straßenrädern gedreht wird, die sekundäre Ölpumpe 22 in dem nicht-Betriebszustand während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (dem Motor 1) gehalten werden.
  • Wie aus dem hydraulischen Kreislaufdiagramm des Hydrauliksystems für die Übersetzungsverhältnis-Veränderungssteuerung, die in der 3 gezeigt ist, gesehen werden kann, ist die Abgabeöffnung 30 der sekundären Ölpumpe 22 der 2A-2C über einen Pumpendruck-Abgabekreislauf 32 mit dem hydraulischen Kreislauf der Übersetzungsverhältnis-Veränderungssteuerung fluid-verbunden. Der hydraulische Kreislauf der Übersetzungsverhältnis-Veränderungssteuerung enthält den hydraulischen Steuerungskreislauf 36 (siehe die linke Seite der 3). Die Details des hydraulischen Steuerungskreislaufes 36 werden nachstehend in Bezug auf das Kreislaufdiagramm in der 4 beschrieben. Der hydraulische Steuerungskreislauf 36 empfängt das unter Druck stehende Arbeits-Fluid (das unter Druck stehende Traktionsöl), das von der primären Ölpumpe 21 abgegeben worden ist und regelt oder moduliert es dann zu einem Leitungsdruck PL. Der Ausgangsdruck (der Leitungsdruck PL) von dem hydraulischen Steuerungskreislauf 36 wird in sowohl einen Haupt-Kreislauf 34, als auch einen Sub-Kreislauf 35, der von dem Haupt-Kreislauf 34 abzweigt, zugeführt. Ein Vorwärtsverhältnis-Steuerventil 37 ist in dem Haupt-Kreislauf 34 fluid-angeordnet. Der Sub-Kreislauf 35 ist mit einem Sub-Kreislauf 48 durch die Öffnungen 33c und 33d des vorwärts-/rückwärts-Umschaltventil 33 fluid-verbunden. Ein Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38 ist im Sub-Kreislauf 48 fluid-angeordnet. Die typischen Details der Vorwärts- und Rückwärtsverhältnis-Steuerventile 37 und 38 werden z.B. in der vorläufigen Japanischen Patentveröffentlichung Nr. 11-94062 fortgesetzt. Wie eindeutig in der 3 gezeigt ist, ist das vorwärts-/rückwärts-Umschaltventil 33 zwischen dem Verhältnissteuerungs-Ventilpaar (37, 38) und einem Paar von Kolbenkammern 18L und 18H, gebildet auf beiden Seiten des Servo-Kolbens 13 fluid-angeordnet. Das Vorwärtsverhältnis-Steuerventil 37, das Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38, das vorwärts-/rückwärts-Umschaltventil 33 und die anderen Ventile, z.B. eine Mehrzahl von Sicherheitsventilen sind in einem Steuerventilkörper (nicht gezeigt) eingebaut. In einer herkömmlichen Weise wird das Schalten der axialen Position eines Schiebers 33a (gleitbar in dem Steuerventilkörper untergebracht) des vorwärts-/rückwärts-Umschaltventils 33 zwischen seinen vorwärts- oder Rückwärtspositionen mittels des Rückwärtssensors 56 (siehe 3) vorgenommen. Der Rückwärtssensor 56 ist mit der Vorgelegewelle 15 in solch einer Weise mechanisch verbunden, um eine axiale Bewegung des Schiebers 33a entgegen der Federvorspannung einer Rückholfeder 33b in Abhängigkeit der Rückwärtsdrehung der Vorgelegewelle 15 zu verursachen und gleichzeitig die axiale Position des Schiebers 33a zu überwachen oder zu erfassen, mit anderen Worten, die Drehrichtung der Vorge legewelle 15. Die Rückholfeder 33b wirkt an dem oberen Schieber-Ende des Schiebers 33a, um den Schieber in die Richtung seiner Feder-vorbelasteten Position (der Position nach unten, die in der 3 gezeigt ist) zu drücken. Z.B. kann der Rückwärtssensor 56 als ein mechanischer Rückwärtssensor konstruiert sein, der eine Einweg-Kupplung und einen Rückwärtsdrehungs-Messarm aufweist, mechanisch über die Einweg-Kupplung mit dem unteren Schieber-Ende verbunden. In diesem Fall dreht während des Vorwärts-Laufmodus, d.h., während der normalen Drehung der Vorgelegewelle 15, der Rückwärtsdrehungs-Messarm zusammen mit der Vorgelegewelle 15 in der normalen Drehrichtung und zusätzlich dreht die Einweg-Kupplung frei auf dem Außenumfang der Vorgelegewelle 15, und als ein Ergebnis wird der Rückwärtsdrehungs-Messarm in einer beabstandeten Beziehung mit dem unteren Schieber-Ende gehalten und somit wird der Schieber 33a an der federbelasteten Position (mit anderen Worten, in der Vorwärts-Betriebsmodus-Position) mittels der Federvorspannung der Rückholfeder 33b gehalten. Im Gegensatz dazu dreht während des Rückwärtslaufmodus, d.h., während der Rückwärtsdrehung der Vorgelegewelle 15, der Rückwärtsdrehungs-Messarm gemeinsam mit der Vorgelegewelle 15 in der Rückwärtsdrehweise. Zusätzlich kommt die Einwegkupplung in Selbsteingriff. Als ein Ergebnis wird der Rückwärtsdrehungs-Messarm in kontakt mit dem unteren Schieber-Ende gebracht und drückt das untere Schieber-Ende derart, dass sich der Schieber 33a nach oben gegen die Federvorspannung bewegt und in einer zurückgezogenen Position (mit anderen Worten, in der Vorwärts-Betriebsmodus-Position) gehalten wird.
  • Das Vorwärtsverhältnis-Steuerventil 37 enthält einen Schieber 37a einen I-förmigen Verbindungsverhältnis-Steuerhebel 39, dessen zentraler Abschnitt mit dem Schieber 37a mechanisch verbunden oder stiftverbunden ist. Ein Ende des I-förmigen Verbindungsverhältnis-Steuerhebel 39 ist mit dem vorderen Ende der Motor-angetriebenen Welle eines Schrittmotors in solch einer Weise mechanisch oder stiftverbunden, um eine Verlagerung des einen Endes des I-förmigen Verbindungsverhältnis-Steuerhebels 39 in einer axialen Richtung des Schiebers 37a zu verursachen. Es gibt zwischen der Verlagerung des einen Endes des I-förmigen Verbindungshebels 39 und dem Verhältnis-Befehlssignalwertes oder dem gewünschten Übersetzungsverhältnis eine eins-zu-eins Übereinstimmung. Das andere Ende des I-förmigen Verbindungshebels 39 ist mit einem Vorwärts-Präzisionsnocken über eine L-förmige Verbindung (nicht gezeigt) im betrieblichen Eingriff mit dem Nockenprofil des Vorwärts-Präzisionsnockens verbunden oder stiftverbunden. Der Vorwärts-Präzisionsnocken ist mit der Lagerzapfenwelle des Lagerzapfens 12 verbunden, um eine axiale Bewegung des Lagerzapfens 12 auf den I-förmigen Verbindungshebel 39 zu übertragen und den Gyrationswinkel der Kraft rolle 8 auf den I-förmigen Verbindungshebel 39 zurück zu koppeln. Somit wird in dem Vorwärts-Fahrmodus (d.h., in dem D-Bereich) der Grad des Vorankommens für die Verhältnis-Veränderung zu der hydraulischen Servo-Vorrichtung über den Vorwärts-Präzisionsnocken mechanisch zurückgekoppelt. Das Vorwärtsverhältnis-Steuersystem arbeitet wie folgt.
  • Wenn das eine Ende des I-förmigen Verbindungshebels 39 in Abhängigkeit von dem Verhältnisbefehlssignal mittels des Schrittmotors verschoben wird, verschiebt sich der zentrale Abschnitt des I-förmigen Verbindungshebels 39 ebenso und somit verschiebt sich der Schieber 37a von der Anfangsschieberposition, die in der 3 gezeigt ist, in jeder der axialen Richtungen des Schiebers 37a auf der Grundlage des Verhältnisbefehlswertes. Die axiale Verlagerung des Schiebers 37a begründet die Fluid-Verbindung zwischen dem Haupt-Kreislauf 34 und einem der Ausgangskreisläufe 40 und 41 des Vorwärtsverhältnis-Steuerventiles 37, um den Leitungsdruck PL von dem Haupt-Kreislauf 34 über das Vorwärtsverhältnis-Steuerventil 37 zu dem einen Ausgangskreislauf zu liefern. Zur selben Zeit wird der andere Ausgangskreislauf abgelassen. Dies verursacht einen Differentialdruck zwischen dem Hydraulikdruck zwischen dem Hydraulikdruck in den Ausgangskreisläufen 40 und 41, d.h., einen Differentialdruck zwischen den Hydraulikdrücken in den Ausgangskreisläufen 42 und 43 des vorwärts-/rückwärts-Umschaltventils 33. Mittels des Differentialdruckes zwischen dem Hydraulikdruck, ausgegeben von dem Hydraulikausgangskreislauf 42 und angewandt auf eine Seite des Servo-Kolbens 13 und dem Hydraulikdruck, ausgegeben von dem Ausgangskreislauf 43 und angewandt zu der anderen Seite des Servo-Kolbens 13 während des Vorwärts-Fahrmodus, verschiebt sich der Servo-Kolben 13 aus seiner neutralen Position in solch einer Weise, um den Verhältnis-Veränderungsvorgang in die Richtung zu dem gewünschten Übersetzungsverhältnis entsprechend des Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwertes für den Vorwärtslaufmodus vorwärts zu entwickeln oder vorzurücken. Der Grad des Vorankommens für den Verhältnis-Veränderungsvorgang wird auf das andere Ende des I-förmigen Verbindungshebels 39 über den Vorwärts-Präzisionsnocken zurückgekoppelt, um eine so genannte Hubsteuerung auszuführen, entsprechend der der Servo-Kolben 13 in seine neutrale Position in Abhängigkeit von dem Grad des Vorankommens des Verhältnis-Veränderungsvorgangs zurückgeführt wird. Wenn das tatsächliche Übersetzungsverhältnis das gewünschte Übersetzungsverhältnis entsprechend des Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwertes während der Hubsteuerung erreicht, wird der Schieber 37a in seine Anfangsposition, die in der 3 gezeigt ist, bei der die Fluid-Verbindung zwischen dem Haupt-Kreislauf 34 und jedem der Ausgangskreisläufe 40 und 41 blockiert ist, zurückgeführt, um dadurch das gewünschte Übersetzungsverhältnis entsprechend des Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwertes beizubehalten.
  • Andererseits führt das Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38 den Verhältnis-Veränderungsvorgang, passend zu dem Rückwärts-Fahrmodus-an Stelle des Vorwärts-Fahrmodus-Verhältnis-Veränderungsvorgang, ausgeführt durch das Vorwärtsverhältnis-Steuerventil 37 aus. Wie bereits oben diskutiert, wird während des Rückwärts-Fahrmodus (während der Rückwärtsdrehung der Vorgelegewelle 15) der Schieber 33a des vorwärts-/rückwärts-Umschaltventils 33 in der zurückgezogenen Position, bei der der Schieber 33a von der federbelasteten Position, die in der 3 gezeigt ist, gehalten wird, um somit eine Fluid-Verbindung zwischen den Öffnungen 33c und 33d zu begründen und gleichzeitig von der Fluid-Verbindung zwischen den Kreisläufen 42 und 40 in die Fluid-Verbindung zwischen den Ausgangskreisläufen 42 und 44 zu schalten, und gleichzeitig von der Fluid-Verbindung zwischen den Kreisläufen 43 und 41 in die Fluid-Verbindung zwischen den Kreisläufen 43 und 45 zu schalten. Wie in der 3 gezeigt, enthält das Rückwärtssteuerventil 38 einen Schieber 38a und eine L-förmige Verbindung (nicht gezeigt). Ein ende der L-förmigen Verbindung ist mit dem Schieber 38a mechanisch verbunden. Das andere Ende der L-förmigen Verbindung ist im betrieblichen Eingriff mit dem Nockenprofil eines Rückwärts-Präzisionsnockens. In dem Rückwärts-Fahrmodus (z.B. in dem R-Bereich) ist der Grad des Vorankommens für die Verhältnis-Veränderung mit der hydraulischen Servo-Vorrichtung über den Rückwärts-Präzisionsnocken mechanisch rückgekoppelt. Das Rückwärtsverhältnis-Steuerungssystem arbeitet wie folgt.
  • Während des Rückwärts-Fahrmodus (während der entgegengesetzten Drehung der Vorgelegewelle 15) wird der Schieber 38a in jede der axialen Richtungen des Schiebers 38a auf der Grundlage des Verhältnisbefehlssignals über den Rückwärts-Präzisionsnocken so verschoben, dass das tatsächliche Übersetzungsverhältnis näher an das gewünschte Übersetzungsverhältnis entsprechend eines vorbestimmten feststehenden Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwertes (einem vorbestimmten Niedrigdrehzahlgang-Verhältnis-Befehlssignalwertes) passend zu dem Rückwärts-Fahrmodus gebracht wird. Der Hub des Schiebers 38a begründet die Fluid-Verbindung zwischen dem Sub-Kreislauf 35 und jeweils einem der Ausgangskreisläufe 44 und 45 (d.h., jeweils einem von den Ausgangskreisläufen 42 und 43) über den Sub-Kreislauf 48, um den Leitungsdruck PL von dem Sub-Kreislauf 38 über das Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38 zu dem Ausgangskreislauf zu liefern, und gleichzeitig den hydraulischen Druck in dem anderen Ausgangskreislauf abzuleiten. Dies verursacht einen Differentialdruck zwischen den hydraulischen Drücken in den Ausgangskreisläufen 44 und 45, d.h., einen Differen tialdruck zwischen den hydraulischen Drücken in den Ausgangskreisläufen 42 und 43. Mittels des Differentialdruckes zwischen dem hydraulischen Druck, ausgegeben von dem Ausgangskreislauf 42 und auf eine Seite des Servo-Kolbens 13 angewandt, und dem hydraulischen Druck, ausgegeben von dem Ausgangskreislauf 43 und auf die andere Seite des Servo-Kolbens 13 angewandt, verschiebt sich der Servo-Kolben 13 aus seiner neutralen Position in solch einer Weise, um den Verhältnis-Veränderungsvorgang in die Richtung zu dem gewünschten Übersetzungsverhältnis entsprechend des feststehenden Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwertes für den Rückwärts-Fahrmodus vorwärts zu entwickeln oder vorzurücken. Der Grad des Vorankommens für die Verhältnis-Veränderung wird zu dem L-förmigen Hebel über den Rückwärts-Präzisionsnocken rückgekoppelt, um die Hubsteuerung entsprechend der der Servo-Kolben 13 zurück geführt wird, in seine neutrale Position in Abhängigkeit von dem Grad des Vorankommens des Verhältnis-Veränderungsvorganges auszuführen. Mittels des Differentialdruckes zwischen dem hydraulischen Druck, ausgegeben von dem Ausgangskreislauf 42 und auf eine Seite des Servo-Kolbens 13 angewandt, und dem hydraulischen Druck, ausgegeben von dem Ausgangskreislauf 43 und auf die andere Seite des Servo-Kolbens 13 angewandt, verschiebt sich der Servo-Kolben 13 aus seiner neutralen Position in solch einer Weise, um den Verhältnis-Veränderungsvorgang in die Richtung zu dem gewünschten Übersetzungsverhältnis entsprechend des feststehenden Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwertes für den Rückwärts-Fahrmodus vorwärts zu entwickeln oder vorzurücken. Der Grad des Vorankommens für die Verhältnis-Veränderung wird zu dem L-förmigen Hebel über den Rückwärts-Präzisionsnocken rückgekoppelt, um die Hubsteuerung entsprechend der der Servo-Kolben 13 zurück geführt wird, in seine neutrale Position in Abhängigkeit von dem Grad des Vorankommens des Verhältnis-Veränderungsvorganges auszuführen. Wenn das tatsächliche Übersetzungsverhältnis entsprechend des feststehenden Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwertes passend zu dem Rückwärts-Fahrmodus während der Hubsteuerung erreicht, wird der Schieber 38a in die Anfangsschieberposition, die in der 3 gezeigt ist, zurückgeführt, bei der die Fluid-Verbindung zwischen dem Sub-Kreislauf 48 und jedem der Ausgangskreisläufe 44 und 45 blockiert ist, um dadurch das gewünschte Übersetzungsverhältnis entsprechend des feststehenden Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwertes (dem vorbestimmten Niedrigdrehzahlgang-Verhältnis-Befehlssignalwertes), passend zu dem Rückwärts-Fahrmodus beizubehalten.
  • Das vorwärts-/rückwärts-Umschaltventil 33 ist so gebildet, dass sein Ventilschieber 33a permanent in der federbelasteten Position (der axialen Position nach unten) mittels der Federvorspannung der Rückholfeder 33b vorgespannt ist, um dadurch üblicherweise eine Fluid-Verbindung zwischen dem Ausgangskreislauf 42 des vorwärts-/rückwärts-Umschaltventils 33 und dem Ausgangsschaltkreis 40 des Vorwärtsverhältnis-Steuerventils 37 und eine Fluid-Verbindung zwischen dem Ausgangskreislauf 43 des vorwärts-/rückwärts-Umschaltventils 33 und dem Ausgangskreislauf 41 des Vorwärtsverhältnis-Steuerventils 37 zu begründen. Mit dem vorwärts-/rückwärts-Umschaltventilschieber 33a, das an der federbelasteten Position gehalten wird, wird die Verhältnis-Veränderungssteuerung, passend zu dem Vorwärts-Fahrmodus, über das Vorwärtsverhältnis-Steuerventils 37 ermöglicht, während die Verhältnis-Veränderungssteuerung, passend zu dem Rückwärts-Fahrmodus, außer Stand gesetzt wird. Während des Vorwärts-Fahrmodus ist die Fluid-Verbindung zwischen den zwei Öffnungen 33c und 33d mittels des obersten Bodens des Schiebers 33a blockiert und wodurch es keine Zuführung des Leitungsdruckes PL aus dem Sub-Kreislauf 35 durch die Öffnungen 33c und 33d und des Sub-Kreislaufes 48 in das Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38 gibt, um somit den Rückwärts-Fahrmodusverhältnis-Veränderungsvorgang davon abzuhalten, durch das Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38 während des Vorwärts-Fahrmodus verschwenderisch falsch ausgeführt zu werden. Im Gegenteil dazu wird während des Rückwärts-Fahrmodus (während der Rückwärtsdrehung der Vorgelegewelle 15) der Schieber 33a des vorwärts-/rückwärts-Umschaltventils 33 an der zurückgezogenen Position (der Rückwärtsbetriebsmodusposition) mittels des Rückwärtssensors 56 gehalten, um eine Fluid-Verbindung zwischen den Kreisläufen 42 und 44 und eine Fluid-Verbindung zwischen den Kreisläufen 43 und 45 zu begründen. Zusätzlich zu dem obigen wird mit dem Schieber 33a, der an der zurückgezogenen Position gehalten wird, eine Fluid-Verbindung zwischen den Öffnungen 33c und 33d begründet, um somit einen Leitungsdruck PL herzustellen, um von dem Sub-Kreislauf 35 durch den Sub-kreislauf 48 zu dem Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38 herzustellen. Somit wird mit dem vorwärts-/rückwärts-Umschaltventil 33, das an der zurückgezogenen Position gehalten wird, die Verhältnis-Veränderungssteuerung passend zu dem Rückwärts-Fahrmodus über das Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38 hergestellt. Wie bereits zuvor beschrieben, ist der Rückwärtssensor 56 mit der Vorgelegewelle 15 mechanisch verbunden, um eine axiale Bewegung des Schiebers 33a des vorwärts-/rückwärts-Umschaltventils 33 in die Richtung der zurückgezogenen Position gegen die Federvorspannung der Rückholfeder 33b in Abhängigkeit von der Rückwärtsdrehung der Vorgelegewelle 15 zu veranlassen. Mit anderen Worten, der Rückwärtssensor 56 enthält sich bewegende Teile. Demzufolge wird Schmieröl aus dem Sub-Kreislauf 48 über ein Rückschlagventil 49 zu dem Rückwärtssensor 56 insbesondere während des Rückwärts-Fahrmodus für das Schmieren der sich bewegenden Teile des Rückwärtssensors 56 geliefert. Ein übermäßiger Abfall im Leitungsdruck PL im Sub-Kreislauf 48 kann einen schlechten Einfluss auf die Genauigkeit der Rückwärts-Fahrmodus-Verhältnis-Veränderungssteuerung, ausgeführt durch das Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38, ausüben. Somit wird ein Öffnungsdruck des Rückschlagventils 49 auf ein Druckniveau festgelegt, das niemals zu einem übermäßigen Abfall im Leitungsdruck PL in dem Sub-Kreislauf führt.
  • In dem Torsions-CVT des Ausführungsbeispiels wird der Pumpendruck-Abgabekreislauf 32 der sekundären Ölpumpe 22 an seinem stromabwärtigen Ende in zwei verzweigte Leitungen verzweigt. Eine erste Verzweigungsleitung der verzweigten Leitungen des Abgabekreislaufes 32 ist über ein Sicherheitsventil 51 mit dem Sub-Kreislauf 35 der Verhältnis-Veränderungssteuerung des hydraulischen Kreislaufes fluid-verbunden. Ein Sicherheitsventil 50 ist mit dem Abgabekreislauf 32 in der Nähe der Abgabeöffnung 30 der sekundären Ölpumpe 22 verbunden, um den Innendruck in dem Abgabekreislauf 32 am Überschreiten eines Öffnungsdruckes (einem festgelegten Druck) des Sicherheitsventils 50 zu verhindern. Zusätzlich zu dem Sicherheitsventil 51, das in der ersten verzweigten Leitung des Abgabekreislaufes 32 vorgesehen ist, ist ein Sicherheitsventil 52 in dem Sub-Kreislauf 35 nahe der Verbindung zwischen der ersten verzweigten Leitung des Abgabekreislaufs 32 und dem Sub-Kreislauf 35 angeordnet, um das unter Druck stehende Arbeits-Fluid, das von der primären Ölpumpe 21 abgegeben wird und durch den hydraulischen Druckkreislauf 36 geregelt wird, zu hindern, um nicht durch den Sub-Kreislauf 35 in die Richtung der sekundären Ölpumpe 22 zu fließen, und um gleichzeitig das unter Druck stehende Arbeits-Fluid, das von der sekundären Ölpumpe 22 abgegeben wird, zu hindern, nicht durch die erste Leitung des Abgabekreislaufes 32 in die Richtung zu der primären Ölpumpe 21 zu fließen. Andererseits ist die zweite verzweigte Leitung der verzweigten Leitungen des Abgabekreislaufes 32 mit dem Kraftrollen-Schmierungskreislauf 53 über ein Rückschlagventil 54 fluid-verbunden. Der Kraftrollen-Schmierungskreislauf 53 führt an seinem stromabwärtigen Ende zu den geschmierten Abschnitten der Kraftrolle 8. Jedes der Rückschlagventile 51 und 52 hat nur den Rückfluss zu unterbrechen. Zum Vermeiden eines übermäßig hohen Fluid-Strömungswiderstandes des Rückschlagventils wird der Öffnungsdruck von jedem der Rückschlagventile 51 und 52 auf ein so niedrig wie mögliches Niveau festgelegt. Andererseits wird der Öffnungsdruck (der festgelegte Druck) des Rückschlagventils 54 festgelegt höher als der jeder von den Rückschlagventilen 51 und 52 und niedriger als der des Sicherheitsventils 50 zu sein.
  • In dem Toroid-CVT des Ausführungsbeispieles ist, wie in der 3 eindeutig gezeigt ist, eine Blattfeder (eine Blattfeder-förmige Vorspannvorrichtung oder eine Blattfeder-förmige Vorspanneinrichtung) 55 betrieblich in der der Niederdruck-Kolbenkammer 18L des Servo-Kolbens 13 vorgesehen, um den Servo-Kolben 13 in einer Position, die im Wesentlichen der neutralen Position in einer Richtung entspricht, die der Abwärtshub (der in der 3 gezeigt ist) des Servo-Kolbens 13 einnimmt und die somit die volumetrische Kapazität der Hochdruck-Kolbenkammer 18H verengt, vorzuspannen. Die Vorspanneinrichtung funktioniert, um den Versatz oder den Aufwärtshub (der in der 3 gezeigt ist) des Servo-Kolbens 13 aus seiner neutralen Position zu verhindern, der infolge des Ziehens in der Richtung nach vorn des Fahrzeuges in dem gestoppten Zustand der Primär-Antriebsmaschine, in dem kein hydraulischer Druck durch die Primär-Antriebsmaschine zum Antreiben der Ölpumpe (die primäre Ölpumpe 21) erzeugt wird, auftreten kann. Wie allgemein bekannt ist, tritt in dem Vorwärts-Fahrmodus ein Hochschalten auf, wenn der hydraulische Druck in der Hochdruck-Kolbenkammer 18H höher als der in der Niederdruck-Kammer 18L wird, um einen Differentialdruck zwischen beiden Seiten jedes Servo-Kolbens zu erzeugen. Jedoch tendiert als ein Ergebnis des vorher erwähnten Aufwärtshubes des Servo-Kolbens 13 aus seiner neutralen Position, das infolge des Ziehens in der Richtung nach vorn des Fahrzeuges auftritt, solch ein Hochschalten dazu, unerwünscht aufzutreten. Dies bedeutet, das Verhindern des Versatzes oder des Aufwärtshubes (dargestellt in der 3) des Servo-Kolbens 13 aus seiner neutralen Position, das infolge des Ziehens in der Richtung nach vorn des Fahrzeuges auftreten kann, mittels der Blattfeder 55, bedeutet ein Verhindern eines Hochschaltens des CVT-Getriebes auf ein höheres Übersetzungsverhältnisses. Wie aus dem oben Beschriebenen geschätzt werden kann, dient die Blattfeder (die Vorspanneinrichtung) 55 als eine Hochverhältnis-Startverhinderungs-Vorspanneinrichtung im Vorwärts-Fahrmodus, die ein unerwünschtes Hochschalten des Toroid-CVT auf ein höheres Übersetzungsverhältnis während des Ziehens in der Richtung nach vorn des Fahrzeuges verhindert.
  • Nachstehend werden die Details des Verhältnis-Veränderungsvorgangs, ausgeführt durch das Toroid-CVT des Ausführungsbeispieles, beschrieben.
  • Während des Vorwärts-Fahrmodus in dem D-Bereich dreht sich die Vorgelegewelle 15 in der normalen Drehrichtung, und somit erfasst der Rückwärtssensor 56 die normale Drehung der Vorgelegewelle 15. Als ein Ergebnis wird das vorwärts-/rückwärts-Umschaltventil 33 an der federbelasteten Position (an der Vorwärtsposition) gehalten, die in der 3 gezeigt ist. Unter dieser Bedingung wird der Leitungsdruck PL aus dem Haupt-Kreislauf 34 als ein Anfangsdruck verwendet, um die Vorwärts-Verhältnis-Veränderungssteuerung mittels des Vorwärtsverhältnis-Steuerventils 37 auszuführen. Im Gegensatz zu dem oben genannten dreht sich während des Rückwärts-Fahrmodus in dem R-Bereich die Vorgelegewelle 15 in die rückwärtige Drehrichtung und somit er fasst der Rückwärtssensor 56 die Rückwärtsdrehung der Vorgelegewelle 15. Als ein Ergebnis wird das vorwärts-/rückwärts-Umschaltventil 33 in der zurückgezogenen Position (der Rückwärtsposition) gehalten. Unter dieser Bedingung wird der Leitungsdruck PL aus den Sub-Kreisläufen 35 und 48 als ein Anfangsdruck verwendet, um die Rückwärtsverhältnis-Veränderungssteuerung mittels des Rückwärtsverhältnis-Steuerventils 38 auszuführen. Während des Verhältnis-Veränderungsvorgangs in dem Rückwärts-Fahrmodus wird das Arbeits-Fluid aus dem Sub-Kreislauf 35 in die Richtung zu der sekundären Ölpumpe 22 mittels des Rückschlagventils 51 gehindert oder blockiert, und es gibt eine geringe Leckage des unter Druck stehenden Arbeits-Fluids aus dem Sub-Kreislauf 35 in die Richtung zu der sekundären Ölpumpe 22 und somit kann der Leitungsdruck PL aus den Sub-Kreisläufen 35 und 48 wirksam als der Anfangsdruck verwendet werden, der notwendig ist, die Rückwärtsverhältnis-Veränderungssteuerung auszuführen.
  • Wenn der Motor in dem gestoppten Zustand ist gibt es keine Abgabe des Arbeits-Fluids aus der primären Ölpumpe 21, die eine angetriebene Verbindung mit dem Motor 1 hat. In diesem Fall gibt es keine Zuführung des Leitungsdrucks PL aus dem Haupt-Kreislauf 34 zu dem Vorwärtsverhältnis-Steuerventil 37 und es gibt auch keine Zuführung des Leitungsdrucks PL aus dem Sub-Kreisläufen 35 und 48 zu dem Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38. Demzufolge ist es in dem gestoppten Zustand des Motors 1 nicht möglich die Vorwärtsverhältnis-Veränderungssteuerung über das Vorwärtsverhältnis-Steuerventil 37 und die Rückwärtsverhältnis-Veränderungssteuerung über das Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38 unter Verwendung des unter Druck stehenden Arbeits-Fluids aus der primären Ölpumpe 21 auszuführen.
  • Wie bereits oben diskutiert, gibt es eine Möglichkeit, dass das Drehmoment von den Straßenrädern zu der Ausgangsscheibe des Toroid-CVT selbst in dem gestoppten Zustand des Motors infolge des Ziehens oder Rollens auftritt. In solch einem Fall treibt die Vorgelegewelle 15, die permanent mit den Achsantriebswellen der Straßenräder verbunden ist, den Exzenternocken 24 der sekundären Ölpumpe 22 an. Die zweite Ölpumpe 22, die in dem hydraulischen Kreislauf des Toroid-CVT des Ausführungsbeispieles zur Verhältnis-Veränderungssteuerung enthalten ist, ist aus einer Radialplungerpumpe gebildet, die einen Exzenternocken 24 und den Radialplunger 26 hat. Mit anderen Worten, die sekundäre Ölpumpe 22 ist eine umsteuerbare Ölpumpe. Somit funktioniert die sekundäre Ölpumpe 22 um unter druck stehendes Arbeits-Fluid in den Abgabekreislauf 32 abzugeben, wenn der Exzenternocken 24 in eine der zwei gegenüberliegenden Drehrichtungen infolge des durch die Vorgelegewelle 15 übertragenen Drehmoments gedreht wird. Der hydraulische Druck des unter Druck stehenden Arbeits-Fluids aus der sekun dären Ölpumpe 22 verändert sich in Abhängigkeit von einer Drehzahl des Exzenternockens 24.
  • Wenn sich die Straßenräder in ihre Rückwärts-Drehrichtungen in dem gestoppten Zustand des Motors drehen, wird der Schieber 33a des vorwärts-/rückwärts-Umschaltventils 33 in die zurückgezogene Position verschoben und somit wird die Fluid-Verbindung zwischen den Öffnungen 33c und 33d begründet. Als ein Ergebnis wird der Abgabedruck aus der zweiten Ölpumpe 22 aus der ersten Verteilerleitung des Abgabekreislaufes 32 durch das Rückschlagventil 51, die Öffnungen 33c und 33d und den Sub-Kreislauf 48 zu dem Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38 zugeführt. In solch einem Fall, d.h., beim Vorhandensein der Rückwärtsdrehung der Vorgelegewelle 15 in dem gestoppten Zustand des Motors wird der Abgabedruck, der von der sekundären Ölpumpe 22 durch den Sub-Kreislauf 48, um das Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38 zurückzudrehen, als ein Anfangsdruck verwendet, der notwendig ist, die Rückwärtsverhältnis-Veränderungssteuerung mittels des Rückwärtsverhältnis-Steuerventils 38 auszuführen, und wodurch das Übersetzungsverhältnis des Toroid-CVT bei dem gewünschten Übersetzungsverhältnis entsprechend des vorbestimmten feststehenden Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwertes (dem vorbestimmten Niedriggangverhältnis-Befehlssignalwertes), passend zu dem Rückwärts-Fahrmodus, beibehalten werden kann.
  • In der Annahme, das ein Abfall in dem Abgabedruck aus der sekundären Ölpumpe 22 infolge eines Verminderns der Rückwärtsdrehzahl der Vorgelegewelle 15 während der Rückwärtsdrehung der Straßenräder in dem gestoppten Zustand des Motors auftritt, gibt es eine Möglichkeit, dass das Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38 die Rückwärtsverhältnis-Veränderungssteuerung infolge eines Mangels in dem Abgabedruck befriedigend ausführt. In Anwesenheit von solch einem Mangel des Abgabedrucks tendiert das Rückdrehmoment von den Straßenrädern zu der Ausgangsscheibe einen leichten Versatz des Lagerzapfens 12 aus seiner neutralen Position in die Richtung zu der Lagerzapfenachse, angezeigt durch den Pfeil ε (siehe 3), der das Toroid-CVT auf ein höheres Übersetzungsverhältnis hoch schaltet, zu verursachen. Der leichte Versatz des Lagerzapfens 12 aus der neutralen Position in die Richtung zu der Lagerzapfenachse, angezeigt durch den Pfeil ε, mit anderen Worten, die Tendenz des Hochschaltens, wird mechanisch auf die hydraulische Servo-Vorrichtung rückgekoppelt, d.h., auf den Schieber 38a des Rückwärtsverhältnis-Steuerventils 38. D.h., der Schieber 38a wird in die axiale Richtung, die durch den Pfeil p in der 3 angezeigt wird, in Abhängigkeit zu dem leichten Versatz des Lagerzapfens mechanisch rückgekoppelt. Somit wird der Ausgangskreislauf 44 mit der Ablauföffnung 38b verbunden und gleichzeitig mit dem Ausgangskreislauf 45 verbunden, so dass der Abgabedruck aus der sekundären Ölpumpe 22 durch den Sub-Kreislauf 48 zu dem Ausgangskreislauf 45 zugeführt wird. Somit steigt der Innendruck in der Hochdruck-Kolbenkammer 18H an, während der Innendruck in der Niederdruck-Kolbenkammer 18L abfällt. Als eine Konsequenz wird der Abwärtshub des Servo-Kolbens 13 in der Richtung der Lagerzapfenachse, angezeigt durch den Pfeil ε, wirksam verhindert und somit wird der Versatz des Lagerzapfens 12 aus seiner neutralen Position, d.h., die zuvor erwähnte Tendenz zum Hochschalten, selbst dann verhindert, wenn es einen Mangel des Abgabedruckes gibt. Wenn der Servo-Kolben 13 gegen die Federvorspannung der Blattfeder 55 infolge des Ansteigens des Innendrucks in der Hochdruck-Kolbenkammer 18H und des Abfalls des Innendrucks in der Niederdruck-Kammer 18L weiter gedrückt wird, geht der Lagerzapfen 12 durch die neutrale Position hindurch und verschiebt sich weiter in die entgegengesetzte Richtung in die Richtung zu der Lagerzapfenachse, die durch den Pfeil ε angezeigt wird (siehe 3). In solch einem Fall tritt ein Herunterschalten selbst dann während der Rückwärtsdrehung der Straßenräder in dem gestoppten Zustand des Motors auf.
  • Wie zuvor diskutiert worden ist, ist es selbst dann, wenn die Straßenräder in ihre entgegengesetzten Drehrichtungen drehen, infolge des Ziehens oder Rollens in dem gestoppten Zustand des Motors möglich, entsprechend des Verhältnis-Veränderungssteuerungssystems des Ausführungsbeispieles möglich, das tatsächliche Übersetzungsverhältnis des Toroid-CVT bei dem vorbestimmten feststehenden Übersetzungsverhältnis-Befehlssignalwertes für das Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38, das den Verhältnis-Veränderungsvorgang passend zu dem Rückwärts-Fahrmodus ausführt, beizubehalten.
  • Zusätzlich kann während des Betriebs der sekundären Ölpumpe 22 eine nicht erwünschte Arbeits-Fluidströmung aus der ersten Verzweigungsleitung des Abgabekreislaufes 32 durch den Sub-Kreislauf 35 in die Richtung zu der primären Ölpumpe (der Primär-Antriebsmaschine angetriebenen Ölpumpe) 21 mittels des Rückschlagventils 52 gehindert oder blockiert werden. Dies sichert die zuvor erwähnte Hochverhältnis-Startverhinderungsfunktion.
  • Umgekehrt, wenn sich die Straßenräder in ihren normalen Drehrichtungen in dem gestoppten Zustand des Motors drehen, wird die Spule 33a des vorwärts-/rückwärts-Umschaltventils 33 an der federbelasteten Position, gezeigt in der 3, gehalten und somit wird die Fluid-Verbindung zwischen den Öffnungen 33c und 33d blockiert. Somit erfolgt keine Zuführung des Abgabedrucks aus der zweiten Ölpumpe 22 durch die erste Verzweigungsleitung des Abgabekreislaufes 32, das Rückschlagventil 51, die Öffnungen 33c und 33d und den Sub-Kreislauf 48 zu dem Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38. In diesem Fall gibt es keine Zuführung des hydraulischen Drucks zu dem Vorwärtsverhält nis-Steuerventil 37. Zwei Kolbenkammern 18H und 18L, gebildet auf beiden Seiten des Servo-Kolbens 13, werden in ihren drucklosen Zuständen gehalten. In den drucklosen Zuständen der Kolbenkammern 18H und 18L wird die Kolbenhubposition des Servo-Kolbens 13 mittels der Blattfeder-Vorspanneinrichtung 55 bestimmt. D.h., die Blattfeder-Vorspanneinrichtung 55 dient dazu, den Servo-Kolben 13 zu einer Position vorzuspannen, die im Wesentlichen der neutralen Position entspricht und wobei der unerwünschte Aufwärtshub des Servo-Kolbens 13 aus der neutralen Position verhindert wird. Somit ist es möglich ein unerwünschtes Hochschalten des Toroid-CVT auf ein höheres Übersetzungsverhältnis, das auftreten kann, wenn sich die Straßenräder in ihre normale Drehrichtung infolge des Ziehens oder Rollens in dem gestoppten Zustand des Motors drehen, zu vermeiden und demzufolge den „Hoch-Verhältnis-Startvorgang" zu vermeiden.
  • Wie aus dem oben vorgestellten deutlich werden wird, besteht in dem Toroid-CVT des Ausführungsbeispieles selbst dann, wenn sich die Straßenräder in einer der normalen Drehrichtung oder der Rückwärtsdrehrichtung infolge des Ziehens oder des Schiebens in dem gestoppten Zustand des Motors drehen, kein Risiko, dass das Toroid-CVT auf ein höheres Übersetzungsverhältnis hoch schaltet, um somit den Hoch-Verhältnis-Startvorgang" zu vermeiden.
  • Zusätzlich zu dem oben genannten wirkt das Übersetzungsverhältnis-Steuerungssystem des Toroid-CVT des Ausführungsbeispieles, um den hydraulischen Druck (den Abgabedruck) aus der sekundären Ölpumpe 22 zu hindern, an das Vorwärtsverhältnis-Steuerventil 37 zugeführt zu werden, und um dem hydraulischen Druck (dem Abgabedruck) von der sekundären Ölpumpe 22 zu gestatten, zu dem Rückwärtsverhältnis-Steuerventil 38 zugeführt zu werden. D.h., das Verhältnis-Veränderungssteuerungssystem des Toroid-CVT des Ausführungsbeispieles ist bestimmt, die Öl-Leckage von dem Vorwärtsverhältnis-Steuerventil 37 während des Betriebs der sekundären Ölpumpe 22 zu verhindern, um dadurch das Arbeits-Fluid zu hindern, in einer verschwenderischen Weise verbraucht zu werden. Dies trägt dazu bei, die Größe der sekundären Ölpumpe 22 zu vermindern, d.h., die Kosten zu reduzieren und den begrenzten Raum des Toroid-CVT effizient zu verwenden.
  • Nachstehend wird die Schmierungswirkung der Kraftrollenschmierungskreislaufes 53 ausführlich beschrieben.
  • Wenn der Motor 1 im Betriebszustand ist und folglich die primäre Ölpumpe 21 durch den Motor 1 angetrieben wird, wird ein Leitungsdruck PL in dem Haupt-Kreislauf 34 und in dem Sub-Kreislauf 35 erzeugt. Der Leitungsdruck PL, der als Anfangsdruck verwendet wird und der notwendig ist, die Vorwärtsverhältnis-Veränderungssteuerung auszuführen, ist ein relativ hohes Druckniveau, wenn mit dem Abgabedruck verglichen wird, der durch die sekundäre Ölpumpe 22 erzeugt wird. Demzufolge überwindet selbst dann in dem Fall, dass es eine Abgabe des Abgabedrucks von der sekundären Ölpumpe 22 in dem Fahrzustand des Fahrzeuges gibt, der Leitungsdruck PL (des relativ hohen Druckes) in dem Sub-Kreislauf 35 den Abgabedruck aus der sekundären Ölpumpe 22. Dies bedeutet, der Leitungsdruck PL wirkt, um das Rückschlagventil 51 in seinem vollständig geschlossenen Zustand zu halten. Unter diesen Bedingungen wirkt der Abgabedruck von der sekundären Ölpumpe 22, um das Rückschlagventil 54, angeordnet in der zweiten Verzweigungsleitung des Abgabekreislaufs 32, zu öffnen. Als ein Ergebnis davon kann das Arbeits-Fluid (das Traktionsöl) zu den geschmierten Abschnitten der Kraftrolle 8 zugeführt werden.
  • Während einer Zeitdauer, bei der sich die Straßenräder in ihrer normalen Drehrichtung in dem gestoppten Zustand des Motors drehen, ist der Fluss des unter Druck stehenden Arbeits-Fluids, der von der sekundären Ölpumpe 22 in den Abgabekreislauf 32 abgegeben wird, mittels des Rückschlagventils 52 blockiert und auch mittels des vorwärts-/rückwärts-Umschaltventils 33, dessen Schieber in der federbelasteten Position gehalten wird (der Vorwärts-Betriebsmodusposition, gezeigt in der 3), blockiert. Als ein Ergebnis steigt der hydraulische Druck des unter Druck stehenden Arbeits-Fluids, abgegeben von der sekundären Ölpumpe 22 in den Abgabekreislauf 32, allmählich an und erreicht den Öffnungsdruck des Rückschlagventils 54, angeordnet in dem Kraftrollen-Schmierungskreislauf 53. Danach, sobald der hydraulische Druck im Abgabekreislauf 32 den Öffnungsdruck des Rückschlagventils 54 übersteigt, wird das Rückschlagventil 54 geöffnet und wird das unter Druck stehende Arbeits-Fluid in dem Abgabekreislauf 32 zu den Schmierölabschnitten der Kraftrollen 8 zugeführt.
  • Andererseits wird während einer Zeitdauer, dass sich die Straßenräder in ihre entgegengesetzten Richtungen in dem Zustand, bei dem der Motor gestoppt ist, drehen, der Fluss des unter Druck stehenden Arbeits-Fluids, der von der sekundären Ölpumpe 22 in den Abgabekreislauf 32 abgegeben wird, mittels des Rückschlagventils 52 blockiert und auch durch die Kolbenkammern 18H und 18L, nachdem die Hochverhältnis-Startvorgangsverhinderungsfunktion abgeschlossen worden ist, blockiert. Als ein Ergebnis steigt der hydraulische Druck des unter druck stehenden Arbeits-Fluids, abgegeben von der sekundären Ölpumpe 22 in den Abgabekreislauf 32, allmählich an und erreicht den Öffnungsdruck des in dem Kraftrollen-Schmierungskreislauf 53 angeordneten Rückschlagventils 54. Danach, sobald der hydraulische Druck im Abgabekreislauf 32 den Öffnungsdruck des Rückschlagventils 54 übersteigt, wird das Rückschlagventil 54 geöffnet und somit wird das unter Druck stehende Arbeits-Fluid in dem Abgabekreislauf 32 zu den geschmierten Abschnitten der Kraftrollen 8 zugeführt.
  • Auf diese Weise ist es, wenn sich die Straßenräder infolge des Ziehens oder Rollens selbst in dem gestoppten Zustand des Motors drehen, die Kraftrolle 8 unter Verwendung eines Teils des unter Druck stehenden Arbeits-Fluids aus der sekundären Ölpumpe 22 als das Schmieröl für die Kraftrolle 8 effektiv zu verwenden. In dem Fall, dass der hydraulische Druck in dem Abgabekreislauf 32 weiter ansteigt und den Öffnungsdruck (den festgelegten Druck) des Sicherheitsventils überschreitet, während ein Teil des unter Druck stehenden Arbeits-Fluids von der sekundären Ölpumpe 22 als Schmieröl für die Kraftrolle 8 verwendet wird, wird das Sicherheitsventil 50 geöffnet und somit das Arbeits-Fluid in dem Abgabekreislauf 32 zurück in das Ölreservoir (oder in die Ölwanne) abgelassen, um dadurch zu vermeiden, dass das überschüssige Hochdruck-Arbeits-Fluid daran zu hindern, einen negativen Einfluss auf die hydraulischen Bauteile auszuüben.
  • Nunmehr in Bezug auf die 4 ist ein ausführlicher Aufbau des hydraulischen Steuerungskreislaufes 36, der in dem hydraulischen Steuerungssystem der 3 enthalten ist, gezeigt.
  • Wie deutlich in der 4 gezeigt ist, wird das unter Druck stehende Arbeits-Fluid aus der primären Ölpumpe (Primär-Antriebsmaschinen angetriebene Ölpumpe) 21 in den Leitungsdruckkreislauf 61 abgegeben. Ein Druckreglerventil 62 wirkt, um den hydraulischen Druck des unter Druck stehenden Arbeits-Fluids in dem Leitungsdruckkreislauf 61 auf einen vorbestimmten Leitungsdruck PL, zu regeln. Wie bereits oben diskutiert wird, um den vorbestimmten Leitungsdruck PL, der notwendig ist, um die Verhältnis-Veränderungssteuerung auszuführen, der Leitungsdruck PL in den Haupt-Kreislauf 34 ausgegeben. Das Druckreglerventil 62 funktioniert, um das Druckniveau des Leitungsdrucks PL auf ein Druckniveau, das auf der Grundlage eines Leitungsdruck-Steuerungsdruckes in einem Kreislauf 64 gebildet wird, zu regeln oder zu modulieren. Der Leitungsdruck-Steuerungsdruck wird mittels des Leitungsdruck-Magnetventiles 63 (was später beschrieben wird) erzeugt. Während der Leitungsdrucksteuerung funktioniert das Druckreglerventil auch, um überschüssiges Arbeits-Fluid des Leitungsdruckkreislaufes 61 in den Drehmomentwandler-Druckkreislauf 65 zu richten. In dem Fall, dass sich das Arbeits-Fluid des Leitungsdruckkreislaufes 61 übermäßig erhöht, wird das überschüssige Arbeits-Fluid durch den Druckregler 62 über einen Saugkreislauf 66 sowie den Drehmomentwandler-Druckkreislauf 65 aufgebraucht. Ein Pilotventil 67 empfängt oder nimmt einen Leitungsdruck PL über den Leitungsdruckkreislauf 61 auf und reduziert den Leitungsdruck PL auf einen vorbestimmten konstanten Pilot-Druck PP auf den AusgabePilot-Druck PP in einem Pilot-Druckkreislauf 68. Der Pilot-Druck PP wird als ein Anfangsdruck für das Leitungsdruck-Magnetventil 63 verwendet. Über die Arbeitstaktsteuerung dient das Leitungsdruck-Magnetventil 63 zum Erzeugen des Leitungsdruck-Steuerungsdruck aus dem Pilot-Druck (dem Anfangsdruck) und um den Leitungsdruck-Steuerungsdruck in den Kreislauf 64 auszugeben. Mittels sowohl eines Drehmomentwandler-Reglerventils 69, als auch eines Reglerventils 70 wird der hydraulische Druck des überschüssigen Arbeits-Fluids, das aus dem Druckregler 62 zu dem Drehmomentwandler-Druckkreislauf 65 fließt, auf einem vorbestimmten Drehmomentwandlerdruck Pt auf der Grundlage des Leitungsdruck-Steuerungsdrucks gesteuert, der durch den Kreislauf 64 zugeführt wird und der auf die federbelasteten Schieber-Enden des Druckregelventils 62 und das Sperr-Reglerventil 70 wirkt. Die obere Grenze des Drehmomentwandlerdruckes Pt wird auf ein vorbestimmtes Druckniveau mittels des Drehmomentwandler-Reglerventils 69 festgelegt oder begrenzt. Zusätzlich wird die untere Grenze des Drehmomentwandlerdruckes Pt auf ein vorbestimmtes Druckniveauäquivalent auf den niedrigsten Leitungsdruck mittels des Sperr-Regelventils 70 festgelegt oder begrenzt. Während der hydraulischen Drucksteuerung auf den vorbestimmten Drehmomentwandlerdruck Pt wird ein Teil des überschüssigen Arbeits-Fluids, das aus dem Drehmomentwandler-Reglerventil 69 und dem Sperr-Reglerventil 70 fließt außerdem durch einen Kreislauf 71 auf einen vorderen Schmierungsabschnitt 72 des Toroid-CVT für die Schmierung gerichtet oder geführt. Wie später noch beschrieben wird, wird ein Anteil des überschüssigen Arbeits-Fluids, das aus dem Drehmomentwandler-Reglerventil 69 und dem Sperr-Reglerventil 70 fließt, als ein hydraulischer Druck in einem Kühl- und Schmierungs-Kreislauf, z.B. als ein Kühlerdruck PC moduliert und verwendet. Zur gleichen Zeit wird ein Teil des überschüssigen Arbeits-Fluids, das aus dem Drehmomentwandler-Reglerventil 69 und dem Sperr-Reglerventil 70 fließt, weiter zu einem Sperr-Steuerventil 73 gerichtet oder geführt. Abhängend von der Ventilposition des Sperr-Steuerventils 73, dessen Schieber zwischen einer Wandlerposition (was später beschrieben wird) und einer Sperrposition (was später beschrieben wird) bewegt wird, ist es möglich, einen Teil des überschüssigen Arbeits-Fluids über einen Kühlkreislauf 74 in einen Ölkühler 75 zu richten, in dem das Arbeits-Fluid gekühlt wird. Die Schieber-Hubposition des Sperr-Steuerventils 73 wird, wie nachstehend beschrieben wird, mittels eines Sperr-Magnetventils 76 gesteuert.
  • Wenn das Sperr-Magnetventil 76 mit Energie versorgt wird (EIN), wird der Pilot-Druck PP von dem Pilot-Druckkreislauf 68 über das Sperr-Magnetventil 76 zu einem Kreislauf 77 ausgegeben und als ein Ergebnis wird der Schieber des Sperr-Steuerventils 73 an der in der 4 gezeigten Wandlerposition gehalten. Umgekehrt, wenn das Sperr-Magnetventil 76 energielos gemacht wird (AUS), wird der Pilot-Druck PP aus dem Kreislauf 77 abgeleitet und als ein Ergebnis wird der Schieber des Sperr-Steuerventils 73 an der Sperrposition oder der untersten Ventilposition (zu sehen in der 4) gehalten.
  • Wenn der Schieber des Sperr-Steuerventils 73 an der in der 4 gezeigten Wandlerposition gehalten wird, fließt das Arbeits-Fluid in dem Drehmomentwandler-Druckkreislauf 65, das auf den Drehmomentwandlerdruck Pt gesteuert wird, durch einen Kreislauf 78 in eine Freigabekammer des Drehmomentwandlers 2 und fließt dann aus einer Anwendungskammer des Drehmomentwandlers 2. Danach wird das Arbeits-Fluid, das aus der Drehmomentwandler-Anwendungskammer herausfließt, durch einen Kreislauf 79 über einen Kühlkreislauf 74 zu einem Ölkühler 75, um einen Kühlerdruck PL in dem Kühlkreislauf 74 zu erzeugen. Mit dem Sperr-Steuerventil 73, gehalten an der Wandlerposition, fließt das Arbeits-Fluid des Drehmomentwandlerdrucks Pt aus der Drehmomentwandler-Freigabekammer in die Drehmomentwandler-Anwendungskammer und somit erreicht der Drehmomentwandler 2 eine Kraftübertragung in dem Drehmomentwandlerzustand, der die Sperrfunktion außer Stand setzt.
  • Wenn umgekehrt der Schieber des Sperr-Steuerventils 73 an der Sperrposition oder an der untersten Ventilposition gehalten wird, da der Schieber nach unten aus der federbelasteten Position, die in der 4 gezeigt ist, verschoben wird, fließt das Arbeits-Fluid in dem Drehmomentwandler-Druckkreislauf 65, gesteuert auf den Drehmomentwandlerdruck Pt, durch den Kreislauf 79 in die Drehmomentwandler-Anwendungskammer und fließt dann aus der Drehmomentwandler-Freigabekammer. Danach wird das Arbeits-Fluid, das aus der Drehmomentwandler-Freigabekammer herausfließt, durch den Kreislauf 78 über eine Ablauföffnung 73a abgeleitet oder aufgebraucht. Mit dem Sperr-Steuerventil 73, das in der Sperrposition gehalten wird, fließt das Arbeits-Fluid des Drehmomentwandlerdrucks Pt aus der Drehmomentwandler-Anwendungskammer heraus und somit erreicht der Drehmomentwandler 2 die Kraftübertragung in dem Sperrzustand, der die Sperrfunktion außer Stand setzt. Während einer Zeitdauer, wenn die Sperrkupplung des Drehmomentwandlers 2 im Eingriff ist, wird ein Teil des überschüssigen Arbeits-Fluids in dem Kreislauf 71 durch den Kühlkreislauf 74 zu dem Ölkühler 75 gerichtet oder geführt, um in dem Kühlkreislauf 74 einen Kühlerdruck PC zu erzeugen. Demzufolge ist es möglich, das Arbeits-Fluid, das in dem hydraulischen Steuerungskreislauf 36 in dem Sperrzustand sowie in dem Drehmomentwandlerzustand fließt, zu kühlen.
  • Da der hydraulische Druck (der hierin nachstehend als der „Rückzugspositions-Haltedruck des Plungers" bezeichnet wird), der zu der Plunger-Rückzugskammer 23 zum Halten des Radialplungers 26 der sekundären Ölpumpe 22 an der zurückgezogenen Position (siehe 2C), an der der Plunger 26 positioniert ist, um von der Nocken- Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 beabstandet zu sein, zugeführt und durch die primäre Ölpumpe 21 (die Primär-Antriebsmaschinen angetriebene Ölpumpe) während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (des Motors 1) konstant erzeugt wird, verwendet das Toroid-CVT des Ausführungsbeispiele einen von den vier Sorten des hydraulischen Drucks PC, Pt, PL, oder PP (siehe 4). Konkret kann als der Rückzugspositions-Haltedruck des Plungers entweder ein Kühlerdruck PC in dem Kühlkreislauf 74, ein Drehmomentwandlerdruck Pt in dem Drehmomentwandler-Druckkreislauf 65, ein Leitungsdruck PL in dem Leitungsdruckkreislauf 61 oder ein Pilot-Druck PP in dem Pilot-Druck-Kreislauf 68 verwendet werden. Noch genauer, in dem sekundären Ölpumpenaufbau, der in den 2A–2 C gezeigt ist, ist eine der Auslassöffnungen, bezeichnet durch A, B, C und D in dem hydraulischen Kreislaufdiagramm der 4 mit der Plunger-Rückzugskammer 23, die in den 2A–2C gezeigt ist, fluid-verbunden.
  • Bei der vorher diskutierten Anordnung gibt es in dem gestoppten Zustand des Motors 1 keine Zuführung des unter Druck stehenden Arbeits-Fluids von der primären Ölpumpe (der Primär-Antriebsmaschinen angetriebene Ölpumpe) 21 und somit kann kein Kühlerdruck PC, kein Drehmomentwandlerdruck Pt, kein Leitungsdruck PL und kein Pilot-Druck PP erzeugt werden. Somit gibt es keine Zuführung des Rückzugspositions-Haltedrucks des Plungers zu der Plunger-Rückzugskammer 23 (siehe die 2A–2C), und demzufolge wird der Radialplunger 26 der sekundären Ölpumpe 22 in Kontakt mit der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 mittels der Rückholfeder 27 gehalten. Unter diesen Bedingungen wird, wenn sich die Straßenräder infolge des Ziehens oder Rollens in dem gestoppten Zustand des Motors drehen, der Exzenternocken 24 in Abhängigkeit von der Drehung des Straßenrades gedreht und als ein Ergebnis wird die hin- und hergehende Bewegung des Radialplungers 26 erzeugt und die Abgabe und die Ansaughübe, die in den 2A und 2B gezeigt sind, werden wiederholt, um einen Pumpvorgang der zweiten Ölpumpe 22 zu schaffen. Wie bereits zuvor beschrieben kann durch den Vorteil des Pumpvorgangs der sekundären Ölpumpe 22 der Hoch-Verhältnis-Startvorgang verhindert oder vermieden werden.
  • Im Gegensatz dazu wird während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (des Motors 1) die Primär-Antriebsmaschinen-angetriebene Ölpumpe (die primäre Ölpumpe 21) angetrieben und das unter Druck stehende Arbeits-Fluid wird von der primären Ölpumpe 21 abgegeben, um dabei den Kühlerdruck PC, den Drehmomentwandlerdruck Pt, den Leitungsdruck PL und den Pilot-Druck PP zu erzeugen. Der Rückzugspositions-Haltedruck des Plungers (der einem der Drücke PC, Pt, PL oder PP entspricht) wird zu der Plunger-Rückzugskammer 23 zugeführt. Als ein Ergebnis wird während des Betriebs des Motors 1, wie in der 2C gezeigt, der Radialplunger 26 der sekundären Ölpumpe 22 zurückgezogen und positioniert, um von der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 beabstandet zu sein. Aus diesem bereits oben dikutierten Grund wird während des Betriebs des Motors 1 der Radialplunger 26 der sekundären Ölpumpe 22 nicht durch den Exzenternocken 24, der in Abhängigkeit von der Eingangsdrehung gedreht wird, die von den Straßenrädern auf die Vorgelegewelle 15 übertragen wird, angetrieben. D.h., selbst dann, wenn der Exzenternocken 24 in Abhängigkeit von der Eingangsdrehung, die von den Straßenrädern auf die Vorgelegewelle 15 während des Betriebs des Motors 1 übertragen wird, gedreht wird, kann die sekundäre Ölpumpe 22 in einem in-operativen Zustand gehalten werden.
  • Wie oben erläutert, wenn das Fahrzeug in dem normalen Fahrzustand während des Betriebs des Motors 1 ist, kann die sekundäre Ölpumpe 22 (die Ausgangsdrehungsangetriebene Ölpumpe) in dem in-operativen Zustand gehalten werden, um somit zu vermeiden, dass die sekundäre Ölpumpe 22 während des Betriebs des Motors 1 verschwenderisch angetrieben wird und um demzufolge den Fahrwiderstand, mit anderen Worten, den Kraftstoffverbrauch zu reduzieren.
  • Z.B. wenn der Kühlerdruck PC in dem Kühlkreislauf 74 in dem zuvor diskutierten Rückzugspositions-Haltedruck des Plungers verwendet wird, d.h., konstant während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (des Motors 1), d.h., während des Betriebs der primären Ölpumpe 21 erzeugt wird, kann das Arbeits-Fluid des Kühlerdrucks PC schnell abgeleitet werden, wenn die primäre Ölpumpe 21 in den gestoppten Zustand verschoben wird. Der Gebrauch des Kühlerdrucks PC ist in der vergrößerten betrieblichen Abhängigkeit der sekundären Ölpumpe 22 überlegen und erhöht auch die Genauigkeit der Verhältnis-Veränderungssteuerung.
  • Wenn der Drehmomentwandlerdruck Pt in dem Drehmomentwandler-Druckkreislauf 65 als der zuvor diskutierte Rückzugspositions-Haltedruck des Plungers verwendet wird, wird die obere Grenze des Drehmomentwandlerdrucks Pt auf das vorbestimmte Druckniveau mittels des Drehmomentwandler-Reglerventils 69 festgelegt oder begrenzt. Zusätzlich wird die untere Grenze des Drehmomentwandlerdrucks Pt in dem vorbestimmten Druckniveauäquivalent auf den untersten Leitungsdruck mittels des Sperr-Reglerventils 70 festgelegt oder begrenzt. Demzufolge ist beim Verschieben oder Halten des Radialplungers 26 der sekundären Ölpumpe 22 in und bei der zurückgezogenen Position (siehe 2C), der Gebrauch des Drehmomentwandlerdrucks Pt in der Stabilität, Zuverlässigkeit und Genauigkeit der axialen Positionssteuerung des sekundären Ölpumpen-Radialplungers 26 überlegen. Zusätzlich zu dem obigen überschreitet der Drehmomentwandlerdruck Pt niemals den maximalen Leitungsdruck und demzufolge ist der Gebrauch des Drehmomentwandlerdrucks Pt in erhöhter Haltbarkeit des hydraulischen Steuerungssystems überlegen.
  • Wenn der Leitungsdruck PL in dem Leitungsdruckkreislauf 61 als der zuvor diskutierte Rückzugspositions-Haltedruck des Plungers verwendet wird, ist der Leitungsdruck PL der Anfangsdruck, der notwendig ist, um die Verhältnis-Veränderungssteuerung auszuführen und somit ist der Leitungsdruck PL relativ hoch. Demzufolge ist beim Verschieben oder Halten des Radialplungers 26 der sekundären Ölpumpe 22 in und bei der zurückgezogenen Position (siehe 2C) der Gebrauch des Leitungsdrucks PL in der Stabilität, der Zuverlässigkeit und der Genauigkeit der axialen Positionssteuerung des Radialplungers 26 der sekundären Ölpumpe 22 überlegen. Wie zuvor beschrieben ist der Leitungsdruck PL, der als der Anfangsdruck verwendet wird, relativ hoch und demzufolge trägt der Leitungsdruck PL zum Vermindern der Abmessung der Druckaufnahmeoberflächenfläche der Plunger-Rückzugskammer 23 bei, d.h., zu einem Verkleinern und Erleichtern der sekundären Ölpumpe 22 (der Ausgangsdrehungs-angetriebenen Pumpe).
  • Wenn der Pilot-Druck PP in dem Pilot-Druckkreislauf 68 als der zuvor diskutierte Rückzugspositions-Haltedruck des Plungers verwendet wird, wird der Pilot-Druck PP auf den vorbestimmten konstanten Druckwert eingestellt. Demzufolge ist beim Verschieben oder Halten des Radialplungers 26 der sekundären Ölpumpe 22 in und bei der zurückgezogenen Position (siehe 2C) der Gebrauch des Pilot-Druckes PP in der Stabilität, der Zuverlässigkeit und der Genauigkeit der axialen Positionssteuerung dem sekundären Ölpumpen-Radialplunger 26 überlegen.
  • Wie bereits oben ausgeführt wird, entsprechend des sekundären Ölpumpenaufbaus, der in den 2A–2C gezeigt ist, beim Halten der sekundären Ölpumpe 22 in dem in-operativen Zustand während des Betriebs des Motors 1 (während des Betriebs der primären Ölpumpe) durch den Gebrauch eines von dem Kühlerdruck PC, dem Drehmomentwandlerdruck Pt, dem Leitungsdruck PL oder dem Pilot-Druck PP als der Rückzugspositions-Haltedruck des Plungers, und durch Halten des Radialplungers 26 der sekundären Ölpumpe 22 auf der zurückgezogenen Position (der in-operativen Position des Plungers, die in der 2C gezeigt ist), bei der der Radialplunger 26 positioniert ist, um von der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 beabstandet zu sein, wie in den 2A–2C gezeigt, der Rückzugspositions-Haltedruck des Plungers in die Plunger-Rückzugskammer 23, die in dem Pumpengehäuse 25 in Verbindung mit dem geflanschten Ende mit relativ großem Durchmesser des Radialplungers 26 gebildet ist (siehe die 2A–2C), eingeleitet. An Stelle dessen kann die sekundäre Ölpumpe aufgebaut und modifiziert werden, wie in den 5A–5C gezeigt.
  • Die erste modifizierte sekundäre Ölpumpe 22, die in den 5A–5C gezeigt ist, ist zu dem Aufbau der sekundäre Ölpumpe, der in den 2A–2C gezeigt ist, ähnlich. Somit werden die Bezugszeichen, die verwendet worden sind, um die Bauteile in der Pumpe, gezeigt in den 2A–2C, zu bezeichnen, auf die entsprechenden Bauteile, die in der ersten modifizierten Ölpumpe, gezeigt in den 5a–5C, für den Zweck des Vergleichs der zwei unterschiedlichen sekundären Ölpumpen, angewendet. Die erste modifizierte sekundäre Ölpumpe 22, gezeigt in den 5A–5C, hat eine I-förmige Verbindungsvorrichtung 81, durch die die Drehbewegung des Exzenternockens 24 in eine hin- und hergehende Bewegung des Plungers 26 umgewandelt wird. Auch ist ein Betätiger 82 vorgesehen, dessen Kolben 83 mit dem Plunger 26 koaxial angeordnet ist. Der zentrale Abschnitt der i-förmigen Verbindungsvorrichtung ist mittels eines Schwenkstiftes (nicht beziffert) schwenkbar montiert. Ein Ende (das Ende auf der rechten Seite, beim Sehen in den 5A–5C) der i-förmigen Verbindungsvorrichtung 81 ist in einem Raum durchgesteckt, der zwischen dem Bodenende des Plungers 26 und dem oberen Ende des Betätigerkolbens 83 gebildet ist. Das andere Ende (das Ende auf der linken Seite, beim Sehen der 5A–5C) der I-förmigen Verbindungsvorrichtung 81 ist normalerweise zu der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24, der mit dem vorderen Ende der Vorgelegewelle 15 mittels einer Feder (nicht beziffert) fest stift-verbunden ist, vorgespannt. Der Betätiger 82 enthält auch eine Rückholfeder 84, mittels derer der Kolben 83 permanent in die Richtung vorgespannt wird, dass sich der Kolben 83 von dem Plunger 26 (siehe die 5A und 5B) weg bewegt. In dem Pumpenaufbau der ersten modifizierten Ölpumpe, der in den 5A–5C gezeigt ist, bildet das Betätigergehäuse des Betätigers 82 darin eine Plunger-Rückzugskammer 85 in Verbindung mit dem unteren geflanschten Ende mit großem Durchmesser des Betätigerkolbens 83. D.h., in dem Pumpenaufbau, der in den 5A–5C gezeigt ist, ist die Plunger-Rückzugskammer 85 in der Betätigerkolbenkammer des Betätigers 82 gebildet, an Stelle dieselbe in der Plungerkammer des sekundären Ölpumpen-Plungers 26 zu bilden. In der ersten modifizierten sekundären Ölpumpe 22, die in den 5A–5C gezeigt ist, ist jeweils eine der Auslassöffnungen, die durch A, B, C oder D in dem hydraulik-Kreislaufdiagramm der 4 angezeigt ist, mit der Plunger-Rückzugskammer 85, die in den 5A–5C gezeigt ist, verbunden, um jeweils einen der hydraulischen Drücke PC, Pt, PL oder PP in die Plunger-Rückzugskammer 85 während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (des motors 1) einzuleiten.
  • Mit der Anordnung der ersten modifizierten sekundäre Ölpumpe, die in den 5A–5C gezeigt ist, kann keiner von dem Kühlerdruck PC, dem Drehmomentwandlerdruck Pt, dem Leitungsdruck PL oder dem Pilot-Druck PP erzeugt werden. Folglich gibt es keine Zuführung des Rückzugspositions-Haltedrucks des Plungers zu der Plunger-Rückzugskammer 85 (siehe die 5A–5B) und demzufolge wird der Betätigerkolben 83 außer Kontakt mit jeweils dem rechten Ende der i-förmigen Verbindungsvorrichtung 81, ohne mit dem Bodenende des Plungers 26 zu stören, mittels der Federvorspannung der Rückholfeder 84 gehalten. Unter diesen Bedingungen wird der Plunger 26 der sekundären Ölpumpe 22 kontinuierlich in Kontakt mit der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 über die i-förmige Verbindungsvorrichtung 81 mittels der Rückholfeder 27 gehalten. Somit wird, wenn sich die Straßenräder infolge des Ziehens oder Rollens in dem gestoppten Zustand des Motors drehen, der Exzenternocken 24 in Abhängigkeit der Drehung des Straßenrades gedreht und als ein Ergebnis wird die hin- und hergehende Bewegung des Plungers 26 erzeugt und die Auslass- und der Ansaughübe werden wiederholt ausgeführt, um einen Pumpvorgang der sekundären Ölpumpe 22 zu schaffen. Wie bereits zuvor beschrieben, kann durch den Vorteil des Pumpvorgangs der sekundären Ölpumpe 22 der Hoch-Verhältnis-Startvorgang verhindert oder vermieden werden.
  • Im Gegensatz dazu wird während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (des Motors 1) die primär-Antriebsmaschinen-angetriebene Ölpumpe (die primäre Ölpumpe 21) angetrieben und das unter Druck stehende Arbeits-Fluid wird von der primären Ölpumpe 21 abgegeben, um dadurch den Kühlerdruck PC, den Drehmomentwandlerdruck Pt, den Leitungsdruck PL und den Pilot-Druck PP zu erzeugen. Der Rückzugspositions-Haltedruck des Plungers (der jedem der Drücke PC, PL, Pt, PP entspricht), wird der Plunger-Rückzugskammer 85 zugeführt. Als ein Ergebnis verschiebt während des Betriebs des Motors 1, der Betätigerkolben 83 seine vorspringende Position 8 oder seine oberste Position) gegen die Federvorspannung der Rückholfeder 84 und somit wird der Plunger 26 der sekundäre Ölpumpe 22 über das rechte Ende der i-förmigen Verbindungsvorrichtung 81 zurückgezogen. Als ein Ergebnis wird das linke Ende der i-förmigen Verbindungsvorrichtung 81 mit der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 außer Kontakt gebracht. Aus dem oben diskutierten Grund wird während des Betriebs des Motors 1 der Plunger 26 der sekundären Ölpumpe 22 nicht durch den Exzenternocken 24 angetrieben, der in Abhängigkeit zu der Eingangsdrehung, übertragen von den Straßenrädern auf die Vorgelegewelle 15, gedreht wird. D.h., selbst dann, wenn der Exzenternocken 24 in Abhängigkeit zu der Eingangsdrehung, übertragen von den Straßenrädern auf die Vorgelegewelle 15 während des Betriebs des Motors 1, kann die erste modifizierte sekundäre Ölpumpe 22, die in den 5A–5C gezeigt ist, in dem in-operativen Zustand gehalten werden. Demzufolge, wenn das Fahrzeug in dem normalen Fahrzustand während des Betriebs des Motors 1 ist, kann die sekundäre Ölpum pe 22 in dem in-operativen Zustand gehalten werden, um somit zu vermeiden, dass die sekundäre Ölpumpe 22 verschwenderisch während des Betriebs des Motors 1 angetrieben wird und demzufolge der Fahrwiderstand, mit anderen Worten der Kraftstoffverbrauch, reduziert wird.
  • Nunmehr in Bezug auf die 6A und 6B ist die zweite modifizierte sekundäre Ölpumpe gezeigt, die in dem in-operativen Zustand durch das Halten des Plungers 26 der sekundären Ölpumpe 22 an der zurückgezogenen Position (siehe 6B) gehalten wird, bei der der Plunger 26 positioniert ist, um von der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 unter Verwenden eines von dem Kühlerdruck PC, dem Drehmomentwandlerdruck Pt, dem Leitungsdruck PL oder dem Pilot-Druck PP als der Rückzugspositions-Haltedruck des Plungers des Motors 1 beabstandet zu sein. Die zweite modifizierte sekundäre Ölpumpe 22, die in den 6A–6B gezeigt ist, ist zu dem Pumpenaufbau der ersten modifizierten sekundären Ölpumpe, die in den 5A–5C gezeigt ist, ähnlich. Somit werden die Bezugszeichen, die verwendet werden, um bestimmte Bauteile in der Pumpe, die in den 5A–5C gezeigt ist, zu bezeichnen, an den entsprechenden Bauteilen, die in der zweiten modifizierten sekundären Ölpumpe, die in den 6A–6B gezeigt ist, verwendet werden, für den Zweck des Vergleichs dieser unterschiedlichen Ölpumpen angewandt. Die zweite modifizierte sekundäre Ölpumpe 22, die in den 6A –6B gezeigt ist, hat einen Betätiger 86, der nahe zu der Seitenwandoberfläche der zylindrischen Plungerkammer des Pumpengehäuses 25, das darin gleitbar den Plunger 26 aufnimmt. angeordnet ist. Der Betätiger 86 besteht aus dem hydraulisch betätigten gleitbaren Kolben 87, dessen Achse zu der Achse des Plungers 26 rechtwinklig ist und einem Verriegelungsstift (einfach ein Blockierstift) 88, der sich axial erstreckt von und fest mit dem zentralen Abschnitt des Kolbens 87 verbunden ist. Ein Stiftschlitz 26a ist in dem Plunger 26 derart gebildet, dass die Achse des Stiftschlitzes 26a zu der Achse des Plungers 26 rechtwinklig ist. Der Blockierstift 88 ist mit dem Stiftschlitz 26a unter einer vorbestimmten Bedingung, die später beschrieben wird, in eingriff gebracht, um den Plunger 26 (die zurückgezogene Position), die in der 6B gezeigt ist, während des Betriebs des Motors 1 zu verriegeln oder zu halten. Der Betätiger hat eine Rückholfeder 89, die den Kolben 87 in die Richtung drückt oder vorspannt, dass der Blockierstift 88 in die Kolbenkammer des Kolbens 87 (siehe 6A) zurück gezogen wird. In dem Pumpenaufbau der zweiten modifizierten sekundären Ölpumpe, gezeigt in den 6A–6B, bildet das Betätigergehäuse des Betätigers 86 darin eine Plunger-Rückzugskammer 90 in Verbindung mit der linken Seite des geflanschten Endes mit relativ großem Durchmesser des Betätigerkolbens 87. D.h., in dem Pumpenaufbau der 6a–6B ist die Plunger-Rückzugskammer 90 in der Betätiger-Kolben kammer des Betätigers 86 gebildet, an Stelle dieselbe in der Plungerkammer des sekundären Ölpumpen-Plungers 26 zu bilden. In der zweiten modifizierten sekundären Ölpumpe, gezeigt in den 6A–6B, ist jeweils einer von den Auslassöffnungen, bezeichnet durch A, B, C oder D in dem Hydraulikkreislaufdiagramm der 4 mit der Plunger-Rückzugskammer 90, gezeigt in den 6A–6B, verbunden, um jeweils einen von den hydraulischen Drücken PC, PL, Pt, PP in die Plunger-Rückzugskammer 90 während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (des Motors 1) einzuleiten.
  • Bei der Anordnung der zweiten modifizierten sekundären Ölpumpe, die in den 6A–6B gezeigt ist, kann keiner von dem Kühlerdruck PC, dem Drehmomentwandlerdruck Pt, dem Leitungsdruck PL oder dem Pilot-Druck PP erzeugt werden. Somit gibt es keine Zuführung des Rückzugspositions-Haltedrucks des Plungers in die Plunger-Rückzugskammer 90 (siehe 6A) und demzufolge wird der Betätigerkolben 87 an der federbelasteten Position gehalten und somit wird der Blockierstift 88 mittels der Federvorspannung an der zurückgezogenen Position der Rückholfeder 89 gehalten, die in der 6a gezeigt ist. Unter diesen Bedingungen wird der Plunger 26 mit der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 mittels der Rückholfeder 27 in Kontakt gehalten. Somit wird, wenn die Straßenräder sich infolge des Ziehens oder Rollens in dem gestoppten Zustand des Motors drehen, der Exzenternocken 24 in Abhängigkeit von der Drehung des Straßenrades gedreht, und als ein Ergebnis wird die hin- und hergehende Bewegung erzeugt, um einen Pumpvorgang der sekundären Ölpumpe 22 zu schaffen. Wie zuvor beschrieben, kann durch den Vorteil des Pumpvorgangs der sekundären Ölpumpe 22 der Hoch-Verhältnis-Startvorgang verhindert oder vermieden werden. Im Gegensatz dazu wird während des Betriebs die Primär-Antriebsmaschinen angetriebene Ölpumpe (der primären Ölpumpe 21) angetrieben und das unter Druck stehende Arbeits-Fluid wird von der primären Ölpumpe 21 abgegeben, um dabei den Kühlerdruck PC, den Drehmomentwandlerdruck Pt, den Leitungsdruck PL und den Pilot-Druck PP zu erzeugen. Der Rückzugspositions-Haltedruck des Plungers (der jedem von den Drücken PC, PL, Pt, PP entspricht, wird zu der Plunger-Rückzugskammer 90 zugeführt. Somit verschiebt sich während des Betriebs des Motors 1, wie in der 6B gezeigt, der Betätigerkolben 87 zu seiner vorspringenden Position (der Position, die am weitestens rechts ist) gegen die Federvorspannung der Rückholfeder 89 und als ein Ergebnis wird der Blockierstift 88 des Betätigerkolbens 87 in den Eingriff mit dem Stiftschlitz 26a des Plungers 26 gebracht. Als ein Ergebnis wird der Plunger 26 der sekundären Ölpumpe 22 an der zurückgezogenen Position (siehe 6) gehalten, bei der der Plunger 26 positioniert ist, um von der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 beabstandet zu sein. Aus dem oben diskutierten Grund wird während des Betriebs des Motors 1 der Plunger 26 der sekundären Ölpumpe 22 nicht durch den Exzenternocken 24 angetrieben, der in Abhängigkeit von der Eingangsdrehung, die von den Straßenrädern auf die Vorgelegewelle 15 übertragen wird, gedreht wird. D.h., selbst dann, wenn der Exzenternocken 24 in Abhängigkeit von der Eingangsdrehung, übertragen von den Straßenrädern auf die Vorgelegewelle 15 während der Motor 1 gestoppt ist, gedreht wird, kann die zweite modifizierte sekundäre Ölpumpe, die in den 6A–6B gezeigt ist, in dem in-operativen Zustand gehalten werden. Demzufolge kann, wenn das Fahrzeug in dem normalen Fahrzustand während des Betriebs des Motors 1 ist, die sekundäre Ölpumpe 22 (die Ausgangsdrehungs-angetrieben Pumpe) in dem in-operativen Zustand gehalten werden, um somit zu vermeiden, dass die sekundäre Ölpumpe 22 während des Betriebs des Motors 1 verschwenderisch angetrieben wird und demzufolge den Fahrwiderstand, mit anderen Worten, der Kraftstoffverbrauch reduziert wird.
  • Wie bereits oben diskutiert, ist entsprechend des sekundären Ölpumpenaufbaus, gezeigt in den 6A–6B, die sekundäre Ölpumpe 22 bestimmt, während des Betriebs des Motors 1 (während des Betriebs der primären Ölpumpe) durch den Gebrauch von jeweils einem von dem Kühlerdruck PC, dem Drehmomentwandlerdruck Pt, dem Leitungsdruck PL oder von dem Pilot-Druck PP, als der Rückzugsposition-Haltedruck des Plungers, und durch das Halten des Radialplungers 26 der sekundären Ölpumpe 22 in der zurückgezogenen Position (der in-operativen Position des Plungers, gezeigt in den 2C, 5C und 6B) in dem in-operativen Zustand gehalten zu werden. Zum Vorsehen desselben Betriebs und der Wirkungen wie die sekundären Ölpumpenaufbauten, die in den 2A–2C, 5A–5C und 6A–6B gezeigt sind, kann die sekundäre Ölpumpe konstruiert und modifiziert werden, wie in der 7 gezeigt.
  • Die dritte modifizierte Ölpumpe 22, gezeigt in der 7, ist zu dem sekundären Ölpumpenaufbau, gezeigt in den 2A–2C, ähnlich. Somit werden die Bezugszeichen, die verwendet werden, um die Bauteile in der Pumpe, die in den 2A–2C gezeigt sind, zu bezeichnen, auf die entsprechenden Bauteile, die in der dritten modifizierten sekundäre Ölpumpe, gezeigt in der 7, für den Zweck des Vergleichens der zwei unterschiedlichen sekundäre Ölpumpen angewendet. An Stelle des Verwendens der Rückholfeder 27 (siehe die 2A–2C, 5A–5C und 6A–68), die den Plunger 26 permanent in Kontakt mit der Nocken-Umrissoberfläche des Exzenternockens 24 drücken oder vorspannen, verwendet der sekundäre Ölpumpenaufbau der dritten Modifikation, gezeigt in der 7, einen Nockenfolger 91, der eine Ausgangsverbindung der Nockenvorrichtung ist, die den Exzenternocken 24 enthält, der eine angetriebene Verbindung mit der Vorgelegewelle 15 hat. Wie eindeutig in der 7 gezeigt ist, hat der Nockenfolger 91 zwei Nockenverbindungspunkte, diametral zueinander in Bezug zu der Achse des kreisförmigen Exzenternockens 24 derart gegenüberliegend, dass das Leitungssegment dazwischen und das zwei Nockenverbindungspunkte des Nockenfolgers 91 enthält, parallel mit zwei gegenüberliegenden Richtungen des Plungerhubs 26 ist. Mit anderen Worten, der Nockenfolger 91 ist abhängig im Eingriff mit dem Exzenternocken 24 in zwei gegenüberliegenden Richtungen des Plungerhubs 26. Zum Umwandeln der Drehbewegung des Exzenternockens 24 in eine hin- und hergehende Bewegung des Plungers 26 und zum Übertragen der Eingangsbewegung des Exzenternockens 24 über den Nockenfolger 91 auf den Plunger 26 in die gegenüberliegenden Plungerhubrichtungen (in sowohl die Ansaug-, als auch die Abgaberichtung), ist der Nockenfolger 91 (die Ausgangsverbindung des Exzenternockens 24) mit den zwei Nockenverbindungspunkten des Exzenternockens 24 Nocken-verbunden und an dem anderen Ende mit dem Plunger 26 fest verbunden. D.h., der in der 7 gezeigte Nockenfolger gestaltet eine Zwangsbewegungs-Nockenvorrichtung in Verbindung mit dem Exzenternocken 24. Der Gebrauch des Nockenfolgers 91, der ein Teil des Zwangsbewegung-Nockenvorrichtung bildet, beseitigt die Notwendigkeit der Rückholfeder 27. Die dritte modifizierte sekundäre Ölpumpe, die min der 7 gezeigt ist, enthält auch ein Auswahlventil 92, das aus einem Zweiwege-Dreiöffnungs-Richtungssteuerungsventil besteht, das eine Pumpenöffnung, eine Ansaugöffnung, eine Ablauföffnung und einen federbelasteten Ventilschieber hat. Die Pumpenöffnung des Auswahlventils 92 ist mit der Einlassöffnung 28 (oder dem Einlassventil) der sekundären Ölpumpe 22 verbunden. Wie zuvor beschrieben, wenn die Primär-Antriebsmaschine (der Motor 1) gestoppt ist und es keine Zuführung des unter Druck stehenden Arbeits-Fluids von der primären Ölpumpe 21 gibt, kann keiner von dem Kühlerdruck PC, dem Drehmomentwandlerdruck Pt, dem Leitungsdruck PL oder dem Pilot-Druck PP erzeugt werden. In dem gestoppten Zustand des Motors 1 wird der Schieber des Auswahlventils 92 in seiner federbelasteten Position gehalten (eine erste Schieberposition), da die Fluid-Verbindung zwischen der Pumpenöffnung und der Ansaugöffnung normalerweise mittels der Federvorspannung des Auswahlventil-Rückholfeder, die auf ein Schieber-Ende oder auf das rechte Schieber-Ende (wenn in der 7 gesehen wird) wirkt, begründet wird. Die Ansaugöffnung des Auswahlventils 92 ist durch einen ersten Zwischenölkanal (nicht gezeigt) mit einem Niedrig-Niveauabschnitt, als das Niveau des Arbeits-Fluids (des Traktionsöls), das in der Ölwanne gespeichert ist, verbunden, um die sekundäre Ölpumpen-Einlassöffnung 28 zu dem Hydauliköl in der Ölwanne zu führen. Andererseits ist die Ablauföffnung des Auswahlventils 92 mit dem zweiten Zwischenölkanal (nicht gezeigt) mit dem höheren Niveauabschnitt, als das Ölniveau des in der Ölwanne gespeicherten Arbeits-Fluids verbunden, um die sekundäre Ölpumpen-Einlassöffnung 28 in die Luft in der Ölwanne zu führen.
  • Konkret, mit dem Auswahlventil-Schieber, der an der federbelasteten Position (der ersten Schieberposition) gehalten wird, ist die Einlassöffnung 28 mit dem Ölwannen-Niedrigniveauabschnitt durch die miteinander verbundene Pumpenöffnung und die Ansaugöffnung verbunden. Somit ermöglicht in dem gestoppten Zustand der Primär-Antriebsmaschine (dem Motor 1) das dritte modifizierte sekundäre Ölpumpensystem der 7, das den Nockenfolger 91 (das die Zwangsbewegungs-Nockenvorrichtung in Verbindung mit dem Exzenternocken 24 bildet) und das Auswahlventil 92 (das Zweiwege-Dreiöffnungs-Richtungssteuerungsventil) enthält, dessen Ansaugöffnung mit dem Ölwannen-Niedrigniveauabschnitt als das Niveau der Ölwanne verbunden ist und dessen Ablauföffnung mit dem höheren Niveauabschnitt der Ölwanne als das Ölniveau verbunden ist, der Pumpvorgang der sekundären Ölpumpe 22.
  • Im Gegensatz dazu wird während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (des Motors 1) die Primär-Antriebsmaschinen-angetriebene Ölpumpe (die primäre Ölpumpe 21) angetrieben und das unter Druck stehende Arbeits-Fluid wird von der primären Ölpumpe 21 abgegeben, um dadurch einen Kühlerdruck PC, den Drehmomentwandlerdruck Pt, den Leitungsdruck PL und den Pilot-Druck PP zu erzeugen. Jeder der Drücke PC, PL, Pt, PP wird zu dem Auswahlventil 92 zugeführt und wirkt an dem anderen Auswahlventil-Schieber-Ende oder dem rechten Schieber-Ende (wie in der 7 gesehen) in solch einer Weise, um den Auswahlventilschieber gegen die Federvorspannung in die Richtung zu der zweiten Schieberposition zu drücken, was die Fluid-Verbindung zwischen der Pumpenöffnung und der Ablauföffnung begründet. Bei dem in der zweiten Schieberposition gehaltenen Auswahlventilschieber wird die Einlassöffnung 28 mit dem höheren Niveauabschnitt der Ölwanne durch die miteinander verbundene Pumpenöffnung und die Ablauföffnung verbunden. Somit hemmt während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (dem Motor 1) das dritte modifizierte sekundäre Ölpumpensystem der 7, das den Nockenfolger 91 und das Auswahlventil 92 enthält, den Pumpvorgang der sekundären Ölpumpe 22 und gestattet der sekundären Ölpumpe 22 in ihrem unbelasteten Zustand gehalten zu werden.
  • Wie aus dem oben vorgestellten ersichtlich ist, entsprechend des dritten modifizierten sekundären, in der 7 gezeigten Ölpumpenaufbaus, kann die sekundäre Ölpumpe 22 den Pumpvorgang nur vorsehen, wenn die Straßenräder sich infolge des Ziehens oder Rollens in dem gestoppten Motorzustand drehen. Selbst wenn der Plunger 26 der sekundären Ölpumpe 22 mittels der vorher erwähnten Zwangsbewegungs-Nockenvorrichtung (die den Exzenternocken 24 und den Nockenfolger 91 aufweist) hin- und hergeht, die in Abhängigkeit von der Eingangsdrehung arbeitet, die von den Straßenrädern auf die Vorgelegewelle 15 während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (dem Motor 1) übertragen wird, kann das sekundären Ölpumpensystem in dem unbelasteten Zustand gehalten werden. Zusätzlich ist es durch den Gebrauch der Zwangsbewegungs-Nockenvorrichtung (der den Exzenternocken 24 und den Nockenfolger 91 aufweist) möglich, die Notwendigkeit den Plunger 26 in die Richtung zu dem Exzentemocken 24 mit der Federvorspannung zu drücken, zu beseitigen. Dies trägt dazu bei, den Gleitwiderstand zu reduzieren, was zu einer Reduzierung in dem Fahrwiderstand, d.h. zu einem reduzierten Kraftstoffverbrauch während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine, z.B. während des üblichen Fahrens des Fahrzeuges führt.

Claims (12)

  1. Stufenlos veränderbares Toroidgetriebe, aufweisend: eine Eingangsscheibe (6), auf die die Drehung einer Primär-Antriebsmaschine (1) übertragen wird; eine Ausgangsscheibe (7), koaxial mit und gegenüberliegend zu der Eingangsscheibe (6) angeordnet, wobei die Ausgangsscheibe vorgesehen ist, eine antreibende Verbindung mit und eine angetriebene Verbindung mit einem Straßenrad zu haben; eine Kraftrolle (8), eingesetzt zwischen der Eingangs- und Ausgangsscheibe unter axialer Vorbelastung für die Leistungsübertragung; einen Lagerzapfen (12), drehbar die Kraftrolle (8) lagernd, um eine Neigungsbewegung der Kraftrolle (8) um eine Lagerzapfenachse (O2) rechtwinklig zu einer Drehachse (O1) der Kraftrolle (8) für ein Verändern des Übersetzungsverhältnisses zu gestatten; eine hydraulische Servo-Vorrichtung (13), verbunden mit dem Lagerzapfen (12), um den Lagerzapfen (12) in eine Richtung der Lagerzapfenachse (O2) zu bewegen, um die Neigungsbewegung der Kraftrolle (8) durch Erzeugen einer Verlagerung des Lagerzapfens (12) aus der neutralen Position in die Richtung der Lagerzapfenachse (O2) zu verursachen, wobei die neutrale Position in einer Nicht-Änderungsposition für das Übersetzungsverhältnis ist, bei der die Drehachse (O1) der Kraftrolle (8) eine gemeinsame Achse (O3) der Eingangs- und Ausgangsscheiben schneidet; eine primäre Ölpumpe (21), angetrieben durch die Primär-Antriebsmaschine, um einen hydraulischen Druck zu erzeugen; dadurch gekennzeichnet, dass es außerdem aufweist eine sekundäre Ölpumpe (22), angetrieben in Abhängigkeit von der Drehung des Straßenrades, um einen hydraulischen Druck zu erzeugen; die hydraulische Servo-Vorrichtung (13), die hydraulisch durch entweder den hydraulischen Druck von der primären Ölpumpe (21), oder den hydraulischen Druck von der sekundären Ölpumpe (22) betätigt wird; ein hydraulisches System für die Übersetzungsverhältnis-Änderungssteuerung, das den hydraulischen Druck, abgegeben von der sekundären Ölpumpe (22), zu der hydraulischen Servo-Vorrichtung (13) zuführt, um die Verlagerung des Lagerzapfens (12) in die Richtung der Lagerzapfenachse, entsprechend einem Hochschalten, zu verhindern, das infolge der Drehung des Straßenrades in einem gestoppten Zustand der Primär-Antriebsmaschine (1) auftritt; und das hydraulische System für die Übersetzungsverhältnis-Änderungssteuerung, durch das ein modulierter hydraulischer Druck (PC, PL, Pt, PP) konstant erzeugt und an die sekundäre Ölpumpe (22) während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (1) ausgegeben wird, um die sekundäre Ölpumpe (22) in einem unwirksamen Zustand während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (1) zu halten.
  2. Stufenlos veränderbares Toroidgetriebe nach Anspruch 1, wobei: ein hydraulischer Druck (PC) in einem Kühl- und- Schmierungskreislauf des hydraulischen Systems für die Übersetzungsverhältnis-Änderungssteuerung des stufenlos veränderbaren Toroidgetriebes, das von dem hydraulischen Druck moduliert wird, abgegeben von der primären Ölpumpe (21), als der modulierte hydraulische Druck verwendet wird, der konstant während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (1), erzeugt wird.
  3. Stufenlos veränderbares Toroidgetriebe nach Anspruch 1, wobei: ein hydraulischer Druck (Pt) in einem Drehmomentwandler-Druckkreislauf des hydraulischen Systems für die Übersetzungsverhältnis-Änderungssteuerung des stufenlos veränderbaren Toroidgetriebes, der von dem hydraulischen Druck moduliert wird, abgegeben von der primären Ölpumpe (21), als der modulierte hydraulische Druck verwendet wird, konstant erzeugt während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (1), verwendet wird.
  4. Stufenlos veränderbares Toroidgetriebe nach Anspruch 1, wobei: ein hydraulischer Druck (PL) in einem Leitungsdruckkreislauf des hydraulischen Systems für die Übersetzungsverhältnis-Änderungssteuerung des stufenlos veränderbaren Toroidgetriebes, der aus dem hydraulischen Druck moduliert wird, abgegeben von der ersten Ölpumpe (21), als der modulierte hydraulische Druck verwendet wird, der konstant während des Betriebs der ersten Antriebsmaschine (1) erzeugt wird.
  5. Stufenlos veränderbares Toroidgetriebe nach Anspruch 1, wobei: ein hydraulischer Druck (PP) in einem Pilot-Druckkreislauf des hydraulischen Systems für die Übersetzungsverhältnis-Änderungssteuerung des stufenlos veränderbaren Toroidgetriebes, der auf ein konstantes Druckniveau moduliert wird durch Druckreduzieren eines Leitungsdruckes (PL), moduliert aus dem hydraulischen Druck, abgegeben von der primären Ölpumpe (21), als der modulierte hydraulische Druck verwendet wird, konstant erzeugt während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (1).
  6. Stufenlos veränderbares Toroidgetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei: die sekundäre Ölpumpe (22) aufweist: (a) ein Pumpenbauteil (26); und (b) ein Pumpenantriebsbauteil (24); die zweite Ölpumpe (22) in dem inoperativen Zustand gehalten wird durch Halten des Pumpenelements (26) in einer beabstandeten, kontaktfreien Beziehung mit dem Pumpenantriebsbauteil (24) durch den modulierten hydraulischen Druck (PC, PL, Pt, PP), der während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (1) konstant erzeugt wird.
  7. Stufenlos veränderbares Toroidgetriebe nach Anspruch 6, wobei die sekundäre Ölpumpe (22) eine hin- und hergehende Pumpe ist, die ein hin- und hergehendes Pumpenbauteil (26) hat; und die sekundäre Ölpumpe (22) in dem inoperativen Zustand gehalten wird durch Halten des hin- und hergehenden Pumpenbauteils (26) in einer Hubposition, in der es keine Bewegungsübertragung von dem Pumpenantriebsbauteil (24) zu dem hin- und hergehenden Pumpenbauteil (26) gibt, durch den modulierten hydraulischen Druck (PC, PL, Pt, PP), der während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (1) konstant erzeugt wird.
  8. Stufenlos veränderbares Toroidgetriebe nach Anspruch 6, außerdem aufweisend: einen Betätiger (86), angeordnet nahe zu der sekundären Ölpumpe (22) und mit einem Verriegelungsstift (88), der hydraulisch durch den modulierten Hydraulikdruck (PC, PL, Pt, PP) betätigt wird, der während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (1) konstant erzeugt wird; wobei die sekundäre Ölpumpe (22) eine hin- und hergehende Pumpe ist, die ein hin- und hergehendes Pumpenbauteil (26) hat, gebildet mit einem Stiftschlitz (26a) darin; und wobei die sekundäre Ölpumpe (22) in dem inoperativen Zustand durch Halten des hin- und hergehendes Pumpenbauteils (26) in einer Hubposition gehalten wird, in der es keine Bewegungsübertragung von dem Pumpenantriebsbauteil (24) zu dem hin- und hergehenden Pumpenbauteil (26) gibt, durch in Eingriffbringen des Verriegelungsstiftes (88) in Eingriff mit dem Stiftschlitz (26a) durch Anwendung des modulierten hydraulischen Drucks (PC, PL, Pt, PP), der während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (1) zu dem Betätiger (86) konstant erzeugt wird.
  9. Stufenlos veränderbares Toroidgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, wobei: die sekundäre Ölpumpe (22) eine hin- und hergehende Pumpe ist, wobei die hin- und hergehende Pumpe aufweist: (a) ein hin- und hergehendes Pumpenbauteil (26); (b) eine Zwangs-Bewegungs-Nockenvorrichtung, aufweisend: (i) einen Zwangs-Bewegungsnocken (24), der als ein Pumpenantriebselement dient und angetrieben wird in Abhängigkeit zu der Drehung des Straßenrades; und (ii) ein Nockenfolger (91), der in im Eingriff mit dem Zwangs-Bewegungsnocken (24) in zwei entgegengesetzte Richtungen eines Hubes des hin- und hergehenden Pumpenbauteils (26) ist, um die Eingangsbewegung des Zwangs-Bewegungsnockens (91) über den Nockenfolger (91) auf das hin- und hergehende Pumpenbauteil (26) in die entgegengesetzten Hubrichtungen zu übertragen; und das außerdem aufweist: ein Auswahlventil (92), das in Abhängigkeit von dem modulierten hydraulischen Druck (PC, PL, Pt, PP), der konstant während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (1) erzeugt wird, arbeitet zum Umschalten von (i) einem ersten Betriebsmodus, bei dem es einer Pumpenwirkung der sekundären Ölpumpe (22) gestattet wird, in (ii) einen zweiten Betriebsmodus umzuschalten, bei dem die sekundäre Ölpumpe (22) in einem unbelasteten Zustand gehalten wird, an Stelle des Haltens der sekundären Ölpumpe (22) in dem inoperativen Zustand durch den modulierten hydraulischen Druck (PC, PL, Pt, PP), der während des Betriebs der Primär-Antriebsmaschine (1) konstant erzeugt wird.
  10. Stufenlos veränderbares Toroidgetriebe nach Anspruch 9, wobei: das Auswahlventil (92) aufweist ein Zweiwege-Richtungssteuerventil mit drei Öffnungen, das eine Pumpenöffnung hat, verbunden mit einer Einlassöffnung (28) der sekundären Ölpumpe (22), eine Ansaugöffnung, verbunden mit einem Ölwannen-Niedrigniveau-Abschnitt, als ein Ölniveau einer Ölwanne, eine Ablauföffnung, verbunden mit einem Ölwannen-Hochniveau-Abschnitt als das Ölniveau der Ölwanne, und einen federbelasteten Ventilschieber, gleitbar beweglich zwischen einer ersten Schieberposition, die einer federbelasteten Position entspricht, bei der die Fluid-Verbindung zwischen der Einlassöffnung (28) der sekundären Ölpumpe (22) und der Ansaugöffnung des Anschlagventiles (92) etabliert ist, um die Einlassöffnung (28) mit dem Arbeitsfluid in der Ölwanne zu verbinden und einer zweiten Umsteuerschieberposition, bei der die Arbeitsfluidverbindung zwischen der Einlassöffnung (28) der sekundären Ölpumpe (22) und der Ablauföffnung des zweiten Anschlagventils (92) etabliert ist, um die Einlassöffnung (28) mit der Luft in der Ölwanne zu verbinden.
  11. Stufenlos veränderbares Toroidgetriebe nach Anspruch 1, außerdem aufweisend: eine Rückkopplungsvorrichtung, durch die eine Tendenz des Verlagerns des Lagerzapfens (12) in der Richtung der Lagerzapfenachse, die dem Hochschalten entspricht, zu der hydraulischen Servo-Vorrichtung (13) rückgekoppelt wird, so dass der Lagerzapfen (12) zurückkehrt in die neutrale Position in Anwesenheit eines Abfalls in dem hydraulischen Druck, abgegeben von der sekundären Ölpumpe (22) während der Drehung des Straßenrades in einer Rückwärts-Drehrichtung in dem gestoppten Motorzustand.
  12. Stufenlos veränderbares Toroidgetriebe nach Anspruch 1, wobei: die hydraulische Servo-Vorrichtung aufweist: einen axial gleitbaren Servo-Kolben (13), der fest mit dem Lagerzapfen (12) verbunden ist und durch den eine Niederdruckkammer (18L) und eine Hochdruckkammer (18H) gebildet werden; und die außerdem aufweist: eine Vorspannvorrichtung (55), die in der Niederdruckkammer (18L) angeordnet ist, um den Kolben (13) in die Richtung einer Hubposition, die der neutralen Position des Lagerzapfens (12) entspricht, zu drücken und um eine Tendenz des Verlagerns des Lagerzapfens (12) in der Richtung der Lagerzapfenachse, was dem Hochschalten entspricht, zu verhindern, durch Zurückführen des Lagerzapfens (12) in die neutrale Position durch eine Federvorspannung der Vorspannvorrichtung (55), wenn die Niederdruckkammer (18L) und die Hochdruckkammer (18H), gebildet auf beiden Seiten des Servo-Kolbens (13), in drucklosen Zuständen während der Drehung des Straßenrades in einer normale Drehrichtung in dem gestoppten Motorzustand gehalten werden.
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