DE69711009T2

DE69711009T2 - Stufenloses getriebe

Info

Publication number: DE69711009T2
Application number: DE69711009T
Authority: DE
Inventors: Daisuke Kobayashi
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1996-07-16
Filing date: 1997-07-14
Publication date: 2002-07-18
Anticipated expiration: 2017-07-15
Also published as: US6050912A; DE69711009D1; JP3552411B2; CN1138077C; MY123119A; JPH1030698A; KR100301916B1; EP0850372B1; EP0850372A1; CN1197507A; TW397907B; WO1998002679A1; KR19990044676A

Description

Diese Erfindung betrifft ein stufenloses Getriebe nach dem Oberbegriffabschnitt von Anspruch 1. Solch ein stufenloses Getriebe wird z. B. in dem US 5,259,272 gezeigt. Ein weiteres Beispiel für ein stufenloses Getriebe wird in der US 5,427,579 gezeigt.
Stufenlose Getriebe des Typs, wobei ein Riemen auf treibenden und getriebenen Riemenscheiben durchgeht, sind vorgeschlagen und in praktischen Gebrauch genommen worden. Der Riemen enthält ein (schleifenförmiges) Endlosstahlband oder einen zylindrischen Ring, der durch Laminieren einer Mehrzahl von Endlos-Stahlblechen gebildet ist. Eine Mehrzahl von Stahlelementen wird auf dem Ring in einer Weise gelagert, um entlang des Umfanges des Rings angeordnet zu sein, so daß die benachbarten Stahlelemente miteinander kontaktierbar sind. Jede Riemenscheibe enthält axial bewegbare und feststehende Radgegenstücke, die koaxial mit und einander zugewandt sind, um dazwischen eine Riemenscheibennut zu bilden. Das axial bewegbare Radgegenstück ist unter einem axialen Druck eines gesteuerten hydraulischen Druckes bewegbar, um so die Breite der Riemenscheibennut zu ändern. Ein Spalt ist zwischen den benachbarten Bauteilen des Riemens infolge eines Anfangsspaltes und der Ausdehnung des Stahlbandes gebildet. Dieser Spalt verursacht, daß die Bauteile relativ zu dem Riemen rutschen. Solch ein Schlupf ist besonders bei einem Gang bemerkenswert (großes Übersetzungsverhältnis) und erreicht bis einige % bis zu mehreren Zehn-%, Dieser Schlupf des Riemens kann nicht unter Wechsel des Übersetzungsverhältnisses unterdrückt werden, selbst wenn ein vorbestimmter Druck auf das bewegbare Radgegenstück angewandt wird, um den Riemen zwischen den bewegbaren und feststehenden Radgegenstücken der Riemenscheibe unter einem Druck zu legen. Als ein Ergebnis sind stufenlose Getriebe dieses Typs in Haltbarkeit und Leistungsübertragungseffizienz verschlechtert.
Es ist ein Ziel der vorliegenden Erfindung, ein verbessertes stufenloses Getriebe zu schaffen, das die Nachteile überwinden kann, angetroffen in herkömmlichen stufenlosen Getrieben des Typs, ähnlich zu jenem der vorliegenden Erfindung.
Ein weiteres Ziel der vorliegenden Erfindung ist, ein verbessertes stufenloses Getriebe des Typs zu schaffen, wobei ein Riemen über treibenden und getriebenen Riemenscheiben geführt wird, wobei dieses Getriebe wirksam daran gehindert werden kann, hinsichtlich Haltbarkeit und Leistungsübertragungseffizienz des Getriebes beeinträchtigt zu werden.
Ein weiteres Ziel der vorliegenden Erfindung ist, ein verbessertes stufenloses Getriebe des Typs zu schaffen, wobei ein Riemen über treibenden und getriebenen Riemenscheiben läuft, wobei dieses Getriebe wirksam und sicher unterdrücken kann, daß der Riemen seinen Schlupf relativ zu der Riemenscheibe, ungeachtet der Veränderung eines Übersetzungsverhältnisses, ausführt.
Ein stufenloses Getriebe der vorliegenden Erfindung ist für ein Fahrzeug und weist auf, wie in Fig. 14 gezeigt, eine Antriebsriemenscheibe 16, die axial erste und zweite Radgegenstücke enthält, die dazwischen eine Riemenscheibennut bilden. Das erste Radgegenstück der Antriebsriemenscheibe ist axial unter einem axialen Druck bewegbar, um die Breite der Riemenscheibennut zu vermindern. Eine Abtriebsriemenscheibe 26 ist vorgesehen, die erste und zweite Radgegenstücke enthält, die dazwischen eine Riemenscheibennut bilden. Das erste Radgegenstück der Abtriebsriemenscheibe ist axial unter einem axialen Druck bewegbar, um die Breite der Riemenscheibennut zu vermindern. Ein ringförmiger Riemen 5 geht über die treibenden und getriebenen Riemenscheiben. Der Riemen ist in die Riemenscheibennut von jeder Riemenscheibe eingesetzt. Der Riemen enthält eine Mehrzahl von Elementen, die entlang des Umfanges des Riemens ausgerichtet sind. Eine Steuereinheit ist vorgesehen und zum veränderlichen Steuern der Breite der Riemenscheibennut konfiguriert, in Übereinstimmung mit einem Übersetzungsverhältnis, des auf der Grundlage einer Betriebsbedingung des Fahrzeuges unter Betätigung einer Schaltsteuereinrichtung 101 und zum Festlegen des axialen Druckes (Q), so daß ein Wert von (Q · r)/T zunimmt, wenn das Übersetzungsverhältnis ein größerer Gang wird, unter der Wirkung der Druckerzeugungseinrichtung 100, in welcher T ein übertragenes Drehmoment ist; und r ist ein Lauf- Radius des Riemens auf jeder Riemenscheibe.
Entsprechend der vorliegenden Erfindung, durch die der Tatsache, daß der Wert von (Q · r)/T festgelegt wird, um zuzunehmen, wenn das Übersetzungsverhältnis größer wird (der Gang wird niedriger), kann der auf den treibenden und getriebenen Riemenscheiben laufende Riemen wirksam am Rutschen relativ zu der Riemenscheibe gehindert werden, selbst bei einem relativ niedrigen Gang (großes Übersetzungsverhältnis), so daß eine hohe Haltbarkeit und eine hohe Leistungsübertragungseffizienz des stufenlosen Getriebes gesichert wird.
Bevorzugte Ausführungsbeispiele sind Gegenstand der Unteransprüche. Im Folgenden wird die Erfindung, unter Bezug auf die Zeichnungen, ausführlich beschrieben. Darin:
Fig. 1 eine schematische Darstellung eines Ausführungsbeispieles eines stufenlosen Getriebes nach der vorliegenden Erfindung ist;
Fig. 2 ein Flußdiagramm ist, das ein Beispiel der Steuerung, verwirklicht durch eine CVT-Steuerungseinheit des Getriebes von Fig. 1 zeigt;
Fig. 3 ein Diagramm ist, das die Beziehung zwischen dem Übersetzungsverhältnis und dem Sicherheitsfaktor eines erforderlichen Druckes für treibende und angetriebene Riemenscheiben des Getriebes von Fig. 1 ist;
Fig. 4 ein Diagramm ist, das das Übersetzungsverhältnis und den Druck zeigt, in Verbindung mit dem Getriebe von Fig. 1 und einem herkömmlichen stufenlosen Getriebe;
Fig. 5 eine schematische Seitenansicht eines wesentlichen Teiles des herkömmlichen stufenlosen Getriebes bei einem relativ niedrigen (großen) Übersetzungsverhältnis ist, der wesentliche Teil ist auch mit dem Getriebe von Fig. 1 gemeinsam;
Fig. 6 eine schematische Schnitt-Darstellung ist, die axial bewegbare und feststehende Radgegenstücke einer Antriebsriemenscheibe des stufenlosen Getriebes von Fig. 5 zeigt, der Aufbau von Fig. 6 ist auch dem Getriebe von Fig. 1 gemeinsam;
Fig. 7 ein Diagramm ist, das die Beziehung zwischen dem Übersetzungsverhältnis und der Druckkraft für die Riemenscheibe zeigt, unter Berücksichtigung des Sicherheitsfaktors des Druckes in Verbindung mit dem herkömmlichen stufenlosen Getriebe von Fig. 5;
Fig. 8 eine schematische Seitenansicht des Riemens des herkömmlichen stufenlosen Getriebes von Fig. 5 ist, der Riemen ist auch mit dem Getriebe von Fig. 1 gemeinsam;
Fig. 9 eine schematische Seitenansicht des Riemens von Fig. 5 ist, der Riemen ist auch mit dem Getriebe von Fig. 1 gemeinsam;
Fig. 10 eine unvollständige Seitenansicht des Riemens von Fig. 8 ist, der Riemen ist auch mit dem Getriebe von Fig. 1 gemeinsam;
Fig. 11 ein Diagramm ist, das die Beziehung zwischen dem Winkelverhältnis von θ/α1 und der Schlupfrate in dem herkömmlichen stufenlosen Getriebe von Fig. 5 in einem niedrigen (großen) Übersetzungsverhältnisbereich zeigt;
Fig. 12 eine schematische Seitenansicht ähnlich zu Fig. 5 ist, die aber den wesentlichen Teil des herkömmlichen stufenlosen Getriebes von Fig. 5 bei einem relativ hohen (kleinen) Übersetzungsverhältnis zeigt, wobei der wesentliche Teil auch mit dem Getriebe von Fig. 1 gemeinsam ist;
Fig. 13 ein Diagramm, ähnlich zu Fig. 11 ist, das aber das Verhältnis zwischen dem Winkelverhältnis von θ/α1 und der Schlupfrate in dem herkömmlichen stufenlosen Getriebe von Fig. 5 bei einem relativ hohen (kleinen) Übersetzungsverhältnisbereich zeigt; und
Fig. 14 eine schematische Darstellung ist, die die grundlegende Idee der vorliegenden Erfindung zeigt.
Zum leichteren Verständnis der vorliegenden Erfindung wird ein kurzer Bezug zum herkömmlichen stufenlosen Getriebe (CVT) vorgenommen, dargestellt in den Fig. 5 und 6. Solch ein stufenloses Getriebe wird z. B. gezeigt in der Japanischen Patentveröffentlichung Nr. JP-8-63-42147 und in der EP 61734 A. Bezugnehmend auf die Fig. 5 und 6 wird das stufenlose Getriebe gezeigt, das eine Antriebsriemenscheibe 16 auf die Leistung eingegeben wird, und eine Abtriebsriemenscheibe 26, von der Leistung abgegeben wird, enthält. Ein endloser oder schleifenförmiger Riemen 5 geht über treibende und getriebene Riemenscheiben 16, 26. Die Antriebsriemenscheibe enthält ein axial bewegbares Radgegenstück 18 und ein axial feststehendes Radgegenstück 22, die drehbar um die Achse A sind. Das bewegbare und stationäre Radgegenstück 18, 22 sind jeweils mit allgemein kegelstumpfförmigen Innenoberflächen (nicht bezeichnet) gebildet, die einander zugewandt sind, um dazwischen eine Riemenscheibennut G zu bilden. Die Riemenscheibennut G ist allgemein V-förmig im Querschnitt, wie in Fig. 6 gezeigt. Die Abtriebsriemenscheibe 26 ist auch ähnlich der Antriebsriemenscheibe 16 angeordnet und enthält ein axial bewegbares Radgegenstück und ein axial feststehendes Radgegenstück.
Die Antriebsriemenscheibe 16 wird so gesteuert, so daß sich der axiale Spalt zwischen den Radgegenstücken 18, 22 fortwährend gemäß eines hydraulischen Druckes ändert, der axial auf das bewegbare Radgegenstück 18 angelegt wird, so daß sich die Breite (axiale Abmessung) der Riemenscheibennut G fortwährend verändert. Dies verändert fortwährend ein Übersetzungsverhältnis oder Drehzahlverhältnis des Getriebes. Es wird verstanden, daß der hydraulische Druck, der auf das Radgegenstück 18 der Antriebsriemenscheibe angewandt wird, verschieden ist von jenem der zur gleichen Zeit auf das Radgegenstück 18 der Abtriebsriemenscheibe 26 angewandt wird. Fig. 5 zeigt einen laufenden Zustand des Riemens 5 bei einem relativ niedrigen Gang (großes Übersetzungsverhältnis).
Hier ist eine übertragene Drehmomentkapazität gemäß einer zwischen dem Riemen 5 und der Riemenscheibe erzeugten Reibung bestimmt und demzufolge ist die übertragene Drehmomentkapazität T durch die folgende Gleichung (1) gegeben:
T = 2 · Q · u · r ± cos·α ..... Gleichung (1)
wo T die übertragene Drehmomentkapazität ist; Q ist der Druck, der auf das bewegbare Radgegenstück 18 der Riemenscheibe angelegt wird (Siehe Fig. 6); u ist der Reibungskoeffizient zwischen dem Riemen 5 und der Riemenscheibe; r ist der Umschlingungsradius des Riemens 5 (der Radius des Riemens 5 aufgelegt auf die Riemenscheibe) (Siehe Fig. 6); und α ist der Neigungswinkel der kegelstumpfförmigen Oberfläche jedes Radgegenstückes der Riemenscheibe relativ zu einer Ebene senkrecht zu der Achse A (Siehe Fig. 6). Der Umschlingungsradius r ist ein Abstand zwischen der Achse A der Riemenscheibe und dem radialen Niveau eines Startpunktes einer konischen Oberfläche 8c (in Fig. 9) jedes Elementes 8 des Riemens 5.
Demgemäß wird der minimale Druck Q, notwendig um die Drehmomentkapazität T, ohne Schlupf des Riemens 5 zu verursachen, zu übertragen, durch die folgende Gleichung (2) bestimmt:
Q = T · cos·α ± (2 · u · r) ..... Gleichung (2)
Wenn das bewegbare Radgegenstück 18 ständig unter dem minimal notwendigen Druck Q für das übertragene Drehmoment T gedrückt wird, wobei der Riemen 5 zwischen den sich zugewandten Radgegenstücken 18, 22 liegt, kann der Riemen 5 daran gehindert werden seinen Schlupf zu erzeugen, wodurch eine gute Haltbarkeit und Übertragungswirksamkeit des Getriebes beibehalten wird. In den meisten der herkömmlichen stufenlosen Getriebe des obigen Typs wird die minimal notwendige Kraft Q entsprechend der Gleichung (2) berechnet, um so dem Übersetzungsverhältnis und der übertragenen Drehmomentkapazität T zu entsprechen. Dieser Druck Q wird mit einem vorbestimmten Sicherheitsfaktor multipliziert (0,2 bis 0,3), um einen Druck Q zu erhalten, unter dem die bewegbare Riemenscheibe 18 in Richtung der feststehenden Riemenscheibe 22 gedrückt wird.
Der Druck Q, bestimmt unter Berücksichtigung des Sicherheitsfaktors, wird durch die folgende Gleichung (3) gegeben:
Q = T · cos·α ± (2 · u · r) · Sf ..... Gleichung (3)
Wo Sf der Sicherheitsfaktor ist (0 ein konstanter Wert, der von ungefähr 1.2 bis ungefähr 1.3 reicht).
Somit wird der Druck Q für die Riemenscheibe festgelegt zuzunehmen, wenn das Übersetzungsverhältnis zunimmt, wie in Fig. 7 gezeigt.
In Bezug auf Fig. 6 wird es verstanden, daß die Übersetzung oder das Drehzahlverhältnis des Getriebes ein Wert des Umschlingungsradius (entsprechend zu r) des Riemens 5 auf der Abtriebsriemenscheibe 26 zu dem Umschlingungsradius r des Riemens 5 auf der Antriebsriemenscheibe 16 ist. Demzufolge ist das Übersetzungsverhältnis gleich zu einem Wert der Drehzahl (entsprechend zu N ein in Fig. 1) der Antriebsriemenscheibe 16, geteilt durch die Drehzahl (entsprechend zu N ab in Fig. 1) der Abtriebsriemenscheibe 26 ist.
Hier ist der die Antriebsriemenscheibe 16 und die Abtriebsriemenscheibe 26 umschlingende Riemen 5 einer, wie er z. B. in der Japanischen vorläufigen Patentveröffentlichung Nr. 55-100443 (und US 4303403) und ausführlich in den Fig. 8 bis 10 dargestellt ist. Der Riemen 5 enthält ein endloses (schleifenförmiges) Stahlband oder einen zylindrischen Ring 9, der durch Laminieren einer Mehrzahl von Endlos-Stahlblechen gebildet ist. Eine Mehrzahl von Stahlelementen 8 sind auf dem Ring 9 in einer Weise gelagert, um entlang des Umfanges des Ringes 9 ausgerichtet zu sein, so daß die benachbarten Stahlelemente mit einander kontaktierbar sind.
Wie in Fig. 9 gezeigt, hat jedes Element 8 zwei geneigte Endflächen 8a, 8a, die jeweils an den axial entgegengesetzten Enden der Elemente, relativ zu der Riemenscheibe, gebildet sind, in denen radial entgegengesetzten Endflächen 8d, 8d miteinander parallel sind und sich in der axialen Richtung der Riemenscheibe erstrecken. Die geneigten Flächen 8a, 8a müssen in gleitbaren Kontakt mit den kegelstumpfförmigen Innenoberflächen der Radgegenstücke der Riemenscheibe gebracht werden. Jede geneigte Fläche 8a ist relativ zu der Ebene, senkrecht zu der Achse A der Riemenscheibe, geneigt. Jedes Element 8 ist außerdem mit einer geneigten oder sich verjüngenden Oberfläche 8b gebildet, die sich parallel mit den axial entgegengesetzten Enden 8d, 8d erstreckt und sich von der geneigten Fläche 8a zu der anderen geneigten Fläche 8a erstreckt, so daß die Dicke jedes Elementes in der radialen Richtung nach innen der Riemenscheibe abnimmt. Demzufolge ist das Element 8 relativ zu dem benachbarten Element 8 neigbar. Die sich verjüngende Oberfläche 8b erstreckt sich vertikal von dem Startpunkt der sich verjüngenden Oberfläche 8c an der geneigten Endfläche 8a zu der vertikalen (Boden-) Endfläche 8d in Fig. 9. Der Startpunkt der sich verjüngende Oberfläche 8c ist getrennt einen vorbestimmten Abstand von der radial einwärtigen Oberfläche eines Ausschnittes 8e, der sich von einer der entgegengesetzten Endoberflächen 8c, 8c erstreckt, um parallel mit den radial entgegengesetzten Enden 8d, 8d zu sein. Die radial einwärtige Oberfläche des Ringes 9 ist in Kontakt mit der radial einwärtigen Oberfläche des Ausschnittes 8e. Der vorbestimmte Abstand beträgt z. B. ungefähr 1 mm oder dergleichen.
Wie in den Fig. 9 und 10 gezeigt, ist jedes Element mit einem Vorsprung 10 und einer Bohrung 11 gebildet, die jeweils an entgegengesetzten Oberflächen (nicht bezeichnet) in der Umfangsrichtung des Riemens 5 angeordnet sind. Es wird deutlicht, daß der Vorsprung 10 und die Bohrung 11 der jeweilig benachbarten Elemente 8, 8 miteinander in Eingriff sind, so daß jedes Element 8 an einer vorbestimmten Position in der axialen Richtung der Riemenscheibe gehalten werden kann.
Ein konkretes Beispiel solch eines Riemens 5 wird diskutiert werden. Angenommen, daß die Umfangslänge der inneren Umfangsoberfläche 9a des Rings 9 700 mm beträgt, die Dicke t des Elementes 8 beträgt 1,8 mm, und der vorbestimmte Abstand zwischen der radial einwärtigen Oberfläche der Nut 8e (= der inneren Umfangsoberfläche 9a des Ringes 9) und des Startpunktes der sich verjüngenden Oberfläche 8c beträgt 1 mm. In diesem Fall beträgt die gesamte Anzahl der Elemente 8, die in den Riemen 5 eingefügt werden kann, {700 - 2 · 1 · π (Verhältnis des Umfanges eines Kreises zu seinem Durchmesser)} ÷ 1.8 = 385.398, in der die Anzahl der Elemente 8 eine ganze Zahl sein muß und demzufolge beträgt die gesamte Anzahl 385.
Wenn die Elemente 8 der obigen gesamten Anzahl mit dem Ring 9 montiert sind, um den Riemen 5 herzustellen, wird ein Anfangsspalt Cs von [(700 - 2 · 1 · π) - 385 · 1.8 = 0.72 (mm)] gebildet, wie in Fig. 8 gezeigt ist.
Es soll beachtet werden, daß Kraftübertragung des Getriebes, das solch einen Riemen 5, der den Ring 9 und die vielen Elemente 8 verwendet, unter einem auf jedes Element 8 angewandten Druck (Druckkraft) erreicht wird, während sie bei einem ähnlichen Getriebe, das einen Gummiriemen oder eine Kette erreicht, unter einer Spannung (Zugkraft) des Riemens oder der Kette vervollständigt wird. Demzufolge, wenn der Riemen 5 den Anfangsspalt Cs hat, tritt dort eine Zeit auf, bei der auf das Element 8 Druck angewandt wird und eine andere Zeit auf, bei der Druck nicht auf das Element 8 angewandt wird, in der jedes Element in eine Übergangszeit gebracht werden muß (während einer Umdrehung des Riemens), bei der ein erster Zustand zu einem zweiten Zustand verändert wird. Bei einem ersten Zustand wird der Spalt zwischen dem Element 8 und dem benachbarten Element 8 gebildet, so daß kein Druck auf das Element 8 angewandt wird; und in dem zweiten Zustand wird kein Spalt zwischen dem Element 8 und dem benachbarten Element 8 gebildet, so daß der Druck auf das Element 8 ausgeübt wird.
Ein Beispiel eines Verteilungszustandes des Spaltes unter den Elementen 8 und einem Verteilungszustand des Druckes in einem relativ niedrigen Gang (großes Übersetzungsverhältnis) wird in Fig. 5 dargestellt, in dem der Riemen 5 über treibende und getriebene Riemenscheiben 16, 26 läuft, so daß ein bestimmtes Drehmoment von der Antriebsriemenscheibe 16 zu der Abtriebsriemenscheibe 26 übertragen wird. In Fig. 5 zeigt ein schattierter Abschnitt einen Bereich, in dem der Druck angewandt wird, so daß die Fläche dieses schattierten Bereiches die Größe des Druckes repräsentiert.
Hier sind die Spalten, die unter den Elementen 8 vorhanden sind, allgemein gleichmäßig auf die Antriebsriemenscheibe 16 innerhalb eines Bereiches verteilt, in dem kein Druck auf die Elemente 8 angewandt wird, in dem die Elemente 8 mit dem Spalt zwischen den benachbarten Elementen mit der Antriebsriemenscheibe 16, als ein einziges Teil rotiert.
Nunmehr wird angenommen, daß die Dicke jedes Elementes 8 t ist; und ein durchschnittlicher Spalt zwischen den benachbarten Elementen 8,8 Cm ist; und die Antriebsriemenscheibe 16 durch einen Umfangsabstand (bei einem radialen Niveau des Startpunktes 8c) von t + Cm von dem Zustand in Fig. 5 rotiert, die Elemente 8 an dem schraffierten Abschnitt und innerhalb des Druckanwendungsbereiches drehen sich bei einem Umfangsabstand der Dicke t jedes Elementes 8. Demgemäß wird das Element 8 in dem schraffierten Abschnitt, relativ zu der Antriebsriemenscheibe 16 um einen Umfangsabstand von [Cm ÷ (t ÷ Cm) · 100 (%)], relativ zu dem Umfangsabstand der Rotation der Antriebsriemenscheibe beidem vorerwähnten radialen Niveau rutschen.
Es muß beachtet werden, daß dies ein Grundmechanismus der Erzeugung von Schlupf des Riemens 5 in einem stufenlos regelbaren Getriebe des vor- diskutierten Typs ist.
Ein Beispiel der Verteilung der Spalten unter den Elementen 8 und der Verteilung von Druck bei einem relativ hohen Gang (kleines Übersetzungsverhältnis) ist in Fig. 12 veranschaulicht, in der der Riemen über die Antriebs- und Abtriebsriemenscheiben geführt ist, um ein bestimmtes Drehmoment von der Antriebsriemenscheibe 16 zu der Abtriebsriemenscheibe zu übertragen. In Fig. 12 gibt der schraffierte Abschnitt einen Bereich an, in dem der Druck angewandt wird, so daß der Bereich dieses schraffierten Abschnittes die Größe des Druckes repräsentiert, genauso wie in Fig. 5.
Auch bei diesem relativ hohen Gang (kleines Übersetzungsverhältnis), wird der Schlupf des Elementes 8 relativ zu der Antriebsriemenscheibe 16 durch den Abstand von [Cm ÷ (t ÷ Cm) · 100 (%)] erzeugt. Bei dem relativ hohen Gang (kleines Übersetzungsverhältnis) ist der Schlupf des Elementes 8 klein, im Vergleich mit demjenigen, wenn mit jenem bei dem relativ niedrigen Gang (großes Übersetzungsverhältnis), weil ein Umschlingungswinkel α 1 des Riemens 5 an der Antriebsriemenscheibe 16 größer ist, als jener bei dem relativ niedrigen Gang (großes Übersetzungsverhältnis) in Fig. 5, und der Umschlingungsradius r des Riemens-5 größer ist als jener bei einem relativ niedrigem Gang (großes Übersetzungsverhältnis in Fig. 5.
Der Umschlingungswinkel α 1 ist ein Winkel eines Sektorbereiches (in den Fig. 5 und 12), in dem der Riemen 5 umschlingend oder in Kontakt ist mit der Antriebsriemenscheibe 16 ist. Ein Winkel θ auf der Antriebsriemenscheibenseite in den Fig. 5 und 12 repräsentiert einen Aufwickelwinkel, der ein Winkel eines Sektorbereiches ist (in den Fig. 5 und 12), bei dem der Riemen 5 um die Antriebsriemenscheibe gewunden ist, so daß der Druck (erforderlich für die Drehmomentübertragung) des Elementes 8 zu- oder abnimmt. Auf der Antriebsriemenscheibenseite in den Fig. 5 und 12 nimmt der Druck der Elemente 8 einfach zu. In den Fig. 5 und 12 repräsentiert ein Winkel α 2 den Umschlingungswinkel des Riemens 5 um die Abtriebsriemenscheibe 26, und ein Winkel θ auf der Antriebsriemenscheibenseite in der Fig. 5 repräsentiert den Aufwickelwinkel, unter dem der Riemen 5 um die Abtriebsriemenscheibe gewunden ist, so daß der Druck (erforderlich für die Drehmomentübertragung) des Elementes 8 zu- oder abnimmt. Auf der Abtriebsriemenscheibenseite in den Fig. 5 und 12 nimmt der Druck des Elementes einfach ab.
In dem obigen herkömmlichen stufenlosen Getriebe nimmt jedoch, bei einem relativ niedrigen Gang (großes Übersetzungsverhältnis), wie in Fig. 5 gezeigt, der für die Drehmomentübertragung erforderliche Aufwickelwinkel θ zu, wenn das Drehmoment zunimmt, so daß der Durchschnittsspalt Cm zwischen den Elementen 8 mit einer Zunahme in dem übertragenen Drehmoment zunimmt. Als ein Ergebnis nimmt der Schlupf der Elemente 8 infolge des Spaltes zwischen den Elementen 8, 8 mit der Zunahme in dem übertragenen Drehmoment zu. Mit anderen Worten, die Elemente 8 des Riemens 5 führen ihre Schlupfrate von mehreren % bis zu mehreren 10% aus, bevor der Aufwickelwinkel θ des Riemens 5 den Umschlingungswinkel α 1 des Riemens 5 auf der Antriebsriemenscheibe 16 erreicht hat, wenn der für die Drehmomentübertragung erforderliche Schlußwinkel θ bei einer Bedingung zunimmt, in der der Riemen 5 zwischen die Radgegenstücke der Antriebsriemenscheibe unter dem Druck Q, bestimmt durch Gleichung (2) und Gleichung (3) gelegt wird. Die Schlupfrate bedeutet einen Prozentsatz (%) eines Abstandes von Schlupf des Riemens 5 auf der Riemenscheibe, relativ zu einem Abstand der Umfangsverschiebung der Riemenscheibe bei einem radialen Niveau (des Startpunktes der geneigten Oberfläche 8c), bei dem der Riemen die Riemenscheibe umschlingt.
Jetzt, angenommen daß dort kein Spalt zwischen den benachbarten Elementen 8 des Riemens 5 ist, ist die Beziehung zwischen dem Aufwickelwinkel θ des Riemens 5 auf der Riemenscheibe 16 und dem Umschlingungswinkel α 1 des Riemens 5 auf der Antriebsriemenscheibe 16 durch die folgende Gleichung gegeben:
θ/α1 = 100 (%)
so daß die Drehmomentübertragung theoretisch mit 100% möglich ist. Jedoch beträgt unter der Annahme, daß die Gesamtsumme der zwischen benachbarten Elementen des Riemens 5 und der Verlängerung des Ringes 9 vorhandenen Spalten 1 mm beträgt, ist die Schlupfrate (%) wie in Fig. 11 gezeigt, in der die Schlupfrate von ungefähr 6% aus θ /α1 = 85 (%) herrscht ist. Der Grad des Erzeugens dieses Schlupfes nimmt mit dem Übersetzungsverhältnis zu, wird größer (der Gang wird niedriger). Die Daten von Fig. 11 beruhen auf der Annahme, daß der Abstand zwischen den Achsen der treibenden und angetriebenen Riemenscheiben 16, 26 160 mm beträgt.
Bei einem relativ hohem Gang (kleines Übersetzungsverhältnis), wie in Fig. 12 gezeigt, wird die Schlupfrate (%) des Riemens 5, wie in Fig. 13 gezeigt, unter der Annahme, daß die Gesamtsumme der Spalten, geschaffen zwischen den benachbarten Elementen 8 des Riemens 5 und der Verlängerung des Riemens 1 mm beträgt, dieselbe wie jene in dem Fall der Fig. 5 und 11. In diesem Fall, während der Schlupf des Riemens 5 infolge der Spalten zwischen den Elementen 8 ähnlich zu jenem bei einem relativ niedrigen Gang (großes Übersetzungsverhältnis) gemacht ist, wird die Schlupfrate niedrig, im Vergleich mit derjenigen bei einem relativ niedrigem Gang (großes Übersetzungsverhältnis), weil der Umschlingungsradius r und der Umschlingungswinkel α 1 des Riemerrs 5 auf der Riemenscheibe 16 groß sind, im Vergleich mit jener bei dem relativ niedrigem Gang (großes Übersetzungsverhältnis). Als ein Ergebnis kann die Schlupfrate des Riemens 5 auf ungefähr 1 bis 2% bei dem Übersetzungsverhältnis von 0,4 oder o,7 unterdrückt werden, selbst unter dem Druck Q (für die Antriebsriemenscheibe 16), erhalten durch die Gleichung (2) und Gleichung (3):
Wie oben bei dem relativ niedrigem (großen) Übersetzungsverhältnis erörtert, beträgt der Schlupf des Riemens mehreren % bis mehrere 10% und demzufolge kann der Schlupf des Riemens 5 nicht infolge eines variablen Übersetzungsverhältnisses nicht unterdrückt werden, selbst obwohl der Riemen 5 zwischen die Radgegenstücke der Antriebsriemenscheibe unter einem vorbestimmten Druck Q gelegt worden ist. Solch Schlupf des Riemens 5 vermindert die Haltbarkeit und Leistungsübertragungseffektivität des stufenlos veränderbaren Getriebes.
In Hinblick auf die obige Beschreibung des herkömmlichen stufenlos veränderbaren Getriebes wird jetzt Bezug auf Fig. 1 genommen, in der ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel des stufenlos veränderlichen Getriebes (CVT) entsprechend der vorliegenden Erfindung durch das Bezugszeichen 17 veranschaulicht wird. Es wird darauf hingewiesen, daß das Getriebe 17 dieses Ausführungsbeispieles im mechanischen Aufbau ähnlich zu dem herkömmlichen Getriebe ist und demzufolge einen Aufbau hat, wie in den Fig. 5, 6, 8, 9, 10 und 12 gezeigt. Mit anderen Worten, der Aufbau, wie in den Fig. 5, 6, 8, 9, 10 und 12 gezeigt, ist sowohl dem oben erörterten herkömmlichen stufenlos veränderlichen Getriebe gemeinsam und dem Getriebe 17 dieses Ausführungsbeispieles. Demgemäß wird die Erläuterung des Getriebes 17 dieses Ausführungsbeispieles unter Verwendung der Fig. 5, 6, 8, 9, 10 und 12 vorgenommen, so daß dieselben Bezugszeichen wie in dem herkömmlichen stufenlos veränderbaren Getriebe zu denselben Teilen und Elementen in dem Getriebe 17 dieses Ausführungsbeispieles für den Zweck der Vereinfachung der Darstellung zugeordnet werden. Das stufenlos veränderbare Getriebe 17 dieses Ausführungsbeispieles ist für ein Automobilfahrzeug und weist die Antriebsriemenscheibe 16 auf, die antreibbar mit einem Motor verbunden ist. Die Abtriebsriemenscheibe 26 ist antreibbar mit der Antriebsriemenscheibe 16 durch den Riemen 5 verbunden, der die Antriebsriemenscheibe und die Abtriebsriemenscheibe 16, 26 umschlingt. Die Abtriebsriemenscheibe 26 ist antreibbar mit einer Radachswelle oder Leistungsabgabewelle verbunden. Die Antriebsriemenscheibe 16, die Abtriebsriemenscheibe 26 und der Riemen 5 sind dieselben wie jene des herkömmlichen stufenlos veränderbaren Getriebes, wie in den Fig. 5, 6 und 8 bis 11 gezeigt. Demzufolge enthält der Riemen 5 das (schleifenförmige) Endlosstahlband oder den zylindrischen Ring 9, der durch Laminieren einer Mehrzahl der Endlos-Stahlbleche gebildet ist. Eine Mehrzahl von Stahlelementen 8 ist auf dem Ring 9 in einer Weise gelagert, um entlang des Umfangs des Ringes 9 ausgerichtet zu sein, so daß die benachbarten Elemente miteinander kontaktierbar sind.
Wie in Fig. 1 gezeigt, enthält die Antriebsriemenscheibe 16 das axial feststehende Radgegenstück 22, das drehbar mit einer Leistungseingabewelle (nicht bezeichnet), als ein einziges Teil mit dem Motor verbunden ist. Das axial bewegbare Radgegenstück 22 ist dem feststehenden Radgegenstück 22 zugewandt, was dadurch dazwischen die V- förmige (im Querschnitt) Riemenscheibennut G bildet. Das bewegbare Radgegenstück 22 ist axial verschiebbar in Übereinstimmung mit einem hydraulischen Druck, der auf eine Antriebsriemenscheiben-Kolbenkammer 20 durch eine Schaltsteuerventil 2 angelegt wird. Die Abtriebsriemenscheibe 26 enthält ein axial feststehendes Radgegenstück 30, das drehbar mit einer Ausgangswelle (nicht bezeichnet) mit der Radachswelle als ein einziges Teil verbunden ist. Ein axial verschiebbares Radgegenstück 34 ist dem feststehenden Radgegenstück 22 zugewandt angeordnet, um dadurch dazwischen die V-förmige (im Querschnitt) Riemenscheibennut G zu bilden. Das bewegbare Radgegenstück 34 ist axial in Übereinstimmung mit einem (hydraulischen) Leitungsdruck verlagerbar, der an eine Kolbenkammer 32 einer Abtriebsriemenscheibe von einer hydraulischen Drucksteuereinheit 3 angelegt wird.
Die Breite der Riemenscheibennut G (oder der Abstand zwischen den Radgegenstücken 18, 22 der Antriebsriemenscheibe 16 wird durch das Schaltsteuerventil 2 verändert, das das Zuführen des Druckes von Hydrauliköl zu der Antriebsriemenscheiben- Kolbenkammer 20 steuert, somit eine Schaltsteuerung in dem Getriebe 17 ausführend. Noch genauer, eine Magnetspule 4, die einen Teil einer hydraulischen Drucksteuereinheit 3 bildet, wird unter einem Befehl von einer CVT-Steuereinheit 1 gesteuert. Die so gesteuerte Magnetspule 4 treibt steuerbar das Schaltsteuerventil 2 an. Das Schaltsteuerventil 2 und die Magnetspule 4 sind ähnlich zu jenen in der Japanischen Patentveröffentlichung Nr. 63-42147, oder der EP 64734 A gezeigten angeordnet.
Die hydraulische Drucksteuereinheit 3 enthält einen Leitungsdruckregler (nicht gezeigt), der vorgesehen ist den Leitungsdruck auf ein vorbestimmten Niveau zu regeln. Der so regulierte Leitungsdruck wird zu der Abtriebsriemenscheiben-Kolbenkammer 32 und dem Schaltsteuerventil 2 zugeführt, durch das der Leitungsdruck zu der Antriebsriemenscheiben-Kolbenkammer 20 zugeführt wird.
Die CVT-Steuereinheit 1 enthält als ein Hauptelement einen Mikrocomputer, der angeordnet ist, um die Magnetspule 4 entsprechend einer Abweichung zwischen einem Zielübersetzungsverhältnis, berechnet in Übereinstimmung mit einer Betriebsbedingung des Fahrzeuges, versehen mit dem Getriebe 17, und einem tatsächlichen Übersetzungsverhältnis in solch einer Weise anzutreiben, daß das Zielübersetzungsverhältnis in Übereinstimmung mit dem tatsächlichen Übersetzungsverhältnis gebracht wird.
Ein Beispiel von solch einer Schaltsteuerung, erreicht unter dem Betrieb der CVT- Steuereinheit 1, wird ausführlich in Bezug zu dem Flußdiagramm in Fig. 2 diskutiert.
In einem Schritt S1 werden Signale, die eine Betriebsbedingung des Fahrzeuges repräsentieren, das mit dem Getriebe 17 versehen ist, gelesen. Die Signale enthalten Signale, die eine Eingangsdrehdrehzahl Nin und eine Ausgangsdrehdrehzahl Nout (= eine Fahrzeuggeschwindigkeit VSP des Fahrzeuges) von dem Getriebe 17 repräsentieren, ein Signal, das einen Drosselventilöffnungsgrades TVO repräsentiert, und ein Schaltverbotssignal ISS (repräsentativ eines Schaltmodus oder dergleichen) von einem Verbotsschalter 8, und ein Signal, das repräsentativ einer Motordrehzahl Ne von der Motorsteuereinheit 1 ist. Die obigen Eingangs- und Ausgangsdrehdrehzahlen Nin und Nout sind jeweils Umdrehungsdrehzahlen der Leistungseingabe- und -ausgabewellen des Getriebes 17. Der Drosselventilöffnungsgrad ist ein Öffnungsgrad eines Drosselventiles (nicht gezeigt), betätigt unter dem Niederdrücken eines Beschleunigerpedals durch den Fahrer des Fahrzeuges.
In einem Schritt S2 wird ein Zielübersetzungsverhältnis in Übereinstimmung mit dem obigen Fahrzeugbetriebszustand berechnet, gelesen in dem Schritt S1, und ein tatsächliches Übersetzungsverhältnis wird bestimmt. Dann wird die Magnetspule 4 steuerbar in Übereinstimmung mit der Abweichung zwischen dem tatsächlichen Übersetzungsverhältnis und dem Zielübersetzungsverhältnis angetrieben, die dadurch das Schaltsteuerventil 2 steuert. Die Berechnung des Zielübersetzungsverhältnisses wird z. B. nach einem Schaltplan oder dergleichen ausgeführt, der vorher unter Berücksichtigung der Fahrzeuggeschwindigkeit VSP und dem Drosselventilöffnungsgrad TVO oder einem Beschleunigungspedal-Niederdrückgrad festgesetzt wird.
In einem Schritt S3 wird ein Sicherheitsfaktor Sf für den Druck Q in Übereinstimmung mit dem in dem Schritt S2 bestimmten Zielübersetzungsverhältnis berechnet. Der Sicherheitsfaktor Sf ist für den Druck Q, der auf das bewegbare Radgegenstück 18, 34 der Antriebs- und Abtriebsriemenscheiben 16, 26 angewandt wird, um so den Riemen 5 zwischen die bewegbaren und feststehenden Radgegenstücke unter einem geeigneten Druck zu legen.
Der Sicherheitsfaktor Sf wird festgelegt, zuzunehmen, wenn das Übersetzungsverhältnis zunimmt oder wird geringer, wie in Fig. 3 gezeigt. Somit wird bei diesem Schritt der Sicherheitsfaktor Sf in Übereinstimmung mit dem in dem Schritt S2 bestimmten Zielübersetzungsverhältnis erhalten.
In einem Schritt S4 wird der Druck Q für die Riemenscheibe unter Berücksichtigung des Sicherheitsfaktors Sf entsprechend der vorher erörterten Gleichung (3) berechnet:
Q = T · cos·α ÷ (2 · u · r) · Sf ..... Gleichung (3)
wo die übertragene Drehmomentkapazität T, der Reibungskoeffiient u und der Neigungswinkel α jeweils vorbestimmte Werte einnehmen. Der Umschlingungsradius r des Riemens 5 nimmt einen Wert ein, der vorher in Übereinstimmung mit dem Übersetzungsverhältnis festgesetzt worden ist.
Als nächstes, im Schritt S5, wird der Leitungsdruck, der jeweils zu der Antriebsriemenscheiben-Kolbenkammer 20 der Antriebsriemenscheibe 16 und die Abtriebsriemenscheiben-Kolbenkammer 32 der Abtriebsriemenscheibe 26 zugeführt wird, gesteuert, um die jeweiligen Drücke Q zu erhalten, die in Übereinstimmung mit dem veränderlichen Sicherheitsfaktor Sf bestimmt werden. Diese Leitungsdrucksteuerung wird durch den Leitungsdruckregler in der Hydraulikdruck-Steuerungseinheit 3 erreicht. Das bewegbare Radgegenstück 18, 34 der Antriebs- und der Abtriebsriemenscheiben 16, 26 wird in Richtung der feststehenden Radgegenstücke 22, 33 unter dem obigen Druck Q gedrückt, um so den Riemen 5 zwischen die bewegbaren und das feststehenden Radgegenstücke unter einem vorbestimmten Druck zu legen.
Der Vorgang, die Schritte S1 bis S5 enthaltend, wird in vorbestimmten Zeitabständen wiederholt. Im Ergebnis nimmt der Druck Q für die Riemenscheibe zu, wenn das Übersetzungsverhältnis niedriger (größer) wird. Zusätzlich, betreffend einen Wert (Q · r)/T der Beziehung zwischen dem übertragenen Drehmoment T, dem Druck Q für die Riemenscheibe und den Umschlingungsradius r des Riemens 5 betreffend, nimmt dieser zu, wenn das Übersetzungsverhältnis größer wird (der Gang wird niedriger), weil der Sicherheitsfaktor Sf zunimmt, wenn das Übersetzungsverhältnis größer wird (der Gang wird niedriger), wie in Fig. 3 in diesem Ausführungsbeispiel gezeigt wird. Im Gegensatz dazu ist bei einem herkömmlichen stufenlosen Getriebe der Wert von (Q · R)/T immer konstant, weil der Sicherheitsfaktor Sf konstant ist.
Demzufolge, selbst in dem Fall, daß die Spalten zwischen den benachbarten Elementen 8 des Riemens 5 erzeugt werden, kann das Auftreten von Schlupf zwischen den Elementen 8 und der Riemenscheibe wirksam verhindert werden, um dadurch eine hohe Haltbarkeit und eine hohe Leistungsübertragungswirksamkeit des stufenlos veränderbaren Getriebes 17 zu sichern.
Hier wird das Setzen des Sicherheitsfaktors Sf, gezeigt in Fig. 3, ausführlich erörtert.
Falls eine zulässige Schlupfrate (%) angenommen wird 3% zu sein, in den Diagrammen von Fig. 11 und 13, sind die unerreichten Raten bei den jeweiligen Übersetzungsverhältnissen wie folgt:
Übersetzungsverhältnis = 0,4 unerreichte Rate = 0%
Übersetzungsverhältnis = 0,7 unerreichte Rate = 0%
Übersetzungsverhältnis = 0,9 unerreichte Rate = 10%
Übersetzungsverhältnis = 1,0 unerreichte Rate = 15%
Übersetzungsverhältnis = 1,7 unerreichte Rate = 22%
Übersetzungsverhältnis = 2,4 unerreichte Rate = 27%
Die unerreichte Rate repräsentiert einen Wert von [100 (%) - θ/α1 (%)] bei einem relativ niedrigen Gang (großes Übersetzungsverhältnis) oder von [100 (%) - θ/α 2 (%)] bei einem relativ hohem Gang (kleines Übersetzungsverhältnis), wenn die Schlupfrate (%) des Riemens 3% ist. Demzufolge bedeutet diese unerreichbare Rate eine Verminderungsrate des tatsächlich zulässigen, übertragenen Drehmomentes relativ zu einem theoretisch übertragbaren Drehmoment im Fall, daß kein Spalt zwischen benachbarten Elementen 8 des Riemens 5 erzeugt wird.
Hier wird der Sicherheitsfaktor Sf des Druckes Q für die Riemenscheibe entsprechend der folgenden Gleichung (4) gesetzt:
Sf = 1 + κ/100 Gleichung (4)
wobei K die unerreichbare Rate (%) ist. Somit ist in diesem Ausführungsbeispiel der Sicherheitsfaktor Sf gesetzt, um in Übereinstimmung mit der obigen unerreichten Rate K zuzunehmen, im Fall, daß das Übersetzungsverhältnis in Richtung einer größeren Seite (niedriger Gang) über 0.7 zunimmt. Als ein Ergebnis wird der Wert von (Q x r)/T als ein Gestaltungswert des Druckes Q für die Riemenscheibe in Übereinstimmung mit dem Übersetzungsverhältnis variabel, und demzufolge nimmt der Druck Q (entsprechend dieses Ausführungsbeispieles) der Riemenscheibe relativ zu jenem des herkömmlichen stufenlosen Getriebes zu (wie in der Japanischen Patentveröffentlichung Nr. 63-42147 und in der EP 61734 gezeigt), da das Übersetzungsverhältnis zunimmt (Gang wird niedriger), wie in Fig. 4 gezeigt, in der eine durchgehende Kurve a den Druck Q in dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung anzeigt, während eine gepunktete Kurve b den Druck Q in dem herkömmlichen stufenlosen Getriebe anzeigt. Dies verhindert wirksam, daß Schlupf des Riemens 5 bei dem relativ niedrigen Gang (großes Übersetzungsverhältnis) erzeugt wird und verhindert, daß der Druck Q übermäßig bei dem hohen Gang (kleines Übersetzungsverhältnis) anwächst.
Während der Druck Q, der auf das bewegbare Radgegenstück 18, 34 der Antriebs- und der Abtriebsriemenscheiben angewandt wird, in dem Ausführungsbeispiel unter der Wirkung des Hydraulikdruckes in dem Ausführungsbeispiel als veränderlich gezeigt und beschrieben wurde, wird es verstanden, daß das bewegbare Radgegenstück 18, 34 axial durch andere Betätiger (nicht gezeigt) bewegt werden kann, um so den Druck Q zu verändern.

INDUSTRIELLE ANWENDBARKEIT

Die vorliegende Erfindung kann wirksam die Haltbarkeit und die Leistungsübertragungswirksamkeit von stufenlos veränderbaren Getrieben des Typs verändern, bei denen Antriebs- und der Abtriebsriemenscheiben angetrieben durch einen darüber geführten Riemen verbunden sind.

Claims

1. Stufenloses Getriebe für ein Fahrzeug, mit:

einer Antriebsriemenscheibe (16), die erste und zweite Radgegenstücke (18, 22) enthält, die zwischen sich eine Antriebsriemenscheiben-Nut begrenzen, wobei das erste Radgegenstück (18) in Abhängigkeit eines axialen Druckes (Q) axial beweglich ist, um die Breite der Antriebsriemenscheiben-Nut zu vermindern;

eine Abtriebsriemenscheibe (26), die erste und zweite Radgegenstücke (30, 34) enthält, die zwischen sich eine Abtriebsriemenscheiben-Nut begrenzen, wobei das erste Radgegenstück (34) in Abhängigkeit eines axialen Druckes (Q) axial beweglich ist, um die Breite der Abtriebsriemenscheiben-Nut zu vermindern;

ein ringförmiger Riemen (5), angeordnet auf den An- und Abtriebsriemenscheiben (16, 26) um treibend die An- und die Abtriebsriemenscheiben (16, 26) zu verbinden, der Riemen (5) ist in der Antriebsriemenscheiben-Nut und die Antriebsriemenscheiben eingesetzt, der Riemen enthält eine Mehrzahl von Elementen, die entlang eines Umfanges des Riemens (5) ausgerichtet sind; und

einer Steuereinheit (1), die variabel die Breite jeder Antriebsriemenscheiben-Nut und Abtriebsriemenscheiben-Nut in Übereinstimmung mit einem Übersetzungsverhältnis auf der Grundlage eines Betriebszustandes des Fahrzeuges, steuert, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinheit (1) den axialen Druck (Q) jeder der Antriebsriemenscheiben und Abtriebsriemenscheiben festsetzt, so daß ein Wert (sf) von (Q · r)/T ansteigt, wenn das Übersetzungsverhältnis größer wird, wobei T ein übertragenes Drehmoment und r ein Radius des Riemens (5) auf der jeweiligen Riemenscheibe (16, 26) ist.

2. Stufenloses Getriebe, wie in Anspruch 1 beansprucht, wobei die Steuereinheit (1) einen Sicherheitsfaktor (sf) für den axialen Schub festsetzt, so daß er zunimmt, wenn das Übersetzungsverhältnis größer wird.

3. Stufenloses Getriebe, wie in Anspruch 2 beansprucht, wobei die Steuereinheit (1) einen Sicherheitsfaktor (sf) in Übereinstimmung mit einer Schlupfrate (5) einstellt, wobei die Schlupfrate auf dem Übersetzungsverhältnis basiert.

4. Stufenloses Getriebe, wie in Anspruch 1 beansprucht, wobei die Elemente (8) des Riemens (5) so angeordnet sind, daß ein Spalt (Cm) zwischen den benachbarten Elementen (8) gebildet wird.

5. Stufenloses Getriebe, wie in Anspruch 4 beansprucht, wobei der Riemen (5) einen endlosen Stahlring (9) enthält, auf dem die Elemente (8) beweglich gelagert sind, um sich entlang des Umfanges des Riemens (5) auszurichten.

6. Stufenloses Getriebe, wie in Anspruch 4 beansprucht, wobei die ersten (18, 34) und zweiten (22, 30) Radgegenstücke jeder Antriebs- und Abtriebsriemenscheibe (16, 26) jeweils erste und zweite allgemein kegelstumpfförmige Oberflächen haben, die koaxial und einander zugewandt sind, um die jeweilige Riemenscheibennut dazwischen zu begrenzen, wobei jedes Element (8) des Riemens (5) erste und zweite geneigte Oberflächen (8a) hat, angeordnet jeweils an axial entgegengesetzten Enden der Elemente (8), wobei jede geneigte Fläche (8a) relativ zu einer Ebene, rechtwinklig zu einer Achse jeder der Antriebs- und Abtriebsriemenscheibe (16, 26) geneigt ist, wobei die ersten und die zweiten geneigten Flächen (8a) gleitend die erste und die zweite allgemein kegelstumpfförmige Oberflächen der Antriebs- und Abtriebsriemenscheiben (16, 26) kontaktieren.

7. Stufenloses Getriebe, wie in Anspruch 1 beansprucht, wobei der axiale Druck (Q) jeder der Antriebs- und Abtriebsriemenscheiben (16, 26) durch hydraulischen Druck erzeugt wird, angewandt auf das jeweils erste Radgegenstück der Antriebs- und Abtriebsriemenscheiben (16, 26).