DE10059782A1 - Ringförmiges stufenloses Getriebe - Google Patents

Abstract

Kompaktere Gestaltung des Mechanismus zur Bewegung der Zapfen 66, 67, der dazu dient, die Zapfen 66, 67, an denen die Antriebsrollen 33, 36 gehalten werden, zu schwenken. DOLLAR A Die Zapfen 66, 67 werden in jeweils Schwenkrahmen 52, 53 so gehalten, daß sie so geschwenkt werden können, daß sich der Neigungswinkel der Antriebsrollen 33, 36 ändert. Die Schwenkrahmen 52, 53 werden in Stützrahmen 54, 55 frei schwenkbar um die Stützachsen 70, 70 gehalten. Die Schwenkrahmen 52, 53 werden von an ihnen beidseitig vorgesehene Aktuatoren geschwenkt.

Description

Die vorliegende Erfindung ein ringförmiges stufenloses Getriebe, das als Übersetzungseinheit in Automatikgetrieben für Kraftwagen eingesetzt wird.

Der Einsatz von ringförmigen stufenlosen Getrieben, etwa derart, wie in Fig. 5 und 6 gezeigt, für Kraftwagengetriebe wird verschiedentlich untersucht. Bei derartigen Getrieben wird, wie etwa in der japanischen Gebrauchsmusteroffenlegung S62-71465 offenbart, eine Antriebsscheibe 2 mit der Antriebswelle 1 konzentrisch gehalten, und am Ende einer mit der Antriebswelle 1 konzentrisch vorgesehenen Abtriebswelle 3 ist eine Abtriebsscheibe 4 montiert. In dem Gehäuse 5 (s. Fig. 8, Erläuterung weiter unten) zur Aufnahme des ringförmigen stufenlosen Getriebes sind die Zapfen 7, 7 vorgesehen, die eine schwenkende Bewegung ausführen, wobei die verdreht zu Antriebswelle 1 und Abtriebswelle 3 vorgesehenen Achsen 6, 6 das Zentrum dieser Bewegung bilden.

Die Achsen 6, 6 sind an den Außenflächen der beiden Endkanten der Zapfen 7, 7 mit diesen konzentrisch so angeordnet, daß auf je einen Zapfen 7, 7 ein Paar Achsen 6, 6 entfällt. Die Mittelachse der Achsen 6, 6 ist dabei verdreht zu den Mittelachsen der Scheiben 2 und 4 ausgerichtet, d. h. die Mittelachsen der Achsen 6, 6 verlaufen in etwa senkrecht zu Mittelachsen der Scheiben 2 und 4, kreuzen diese jedoch nicht. In der Mitte der Zapfen 7, 7 wird die Fußhälfte der Verschiebungsachsen 8, 8 gehalten, wobei der Neigungswinkel der Verschiebungsachsen 8, 8 durch die Schwenkbewegung der Zapfen 7, 7 um die Achsen 6, 6 frei eingestellt werden kann. Um die Kopfhälfte der von den Zapfen 7, 7 gehaltenen Verschiebungsachsen 8, 8 sind Antriebsrollen 9, 9 vorgesehen, die hier so gehalten werden, daß sie sich frei drehen können. Dabei werden die Antriebsrollen 9, 9 einzeln zwischen den Innenflächen 2a, 4a der Antriebsscheibe 2 und der Abtriebsscheibe 4 gehalten.

Die sich einander gegenüberliegenden Innenflächen 2a, 4a der Antriebsscheibe 2 und der Abtriebsscheibe 4 sind im Querschnitt konkav gestaltet, d. h. in Form eines Kreisbogens mit der Achse 6 als Zentrum oder in Gestalt einer Kurve, die durch Drehung einer einem solchen Kreisbogen ähnlichen Kurve erhalten wird. Diese Innenflächen 2a und 4a grenzen dabei an die sphärisch-konvex gestalteten Außenflächen 9a, 9a der Antriebsrollen 9, 9 an. Schließlich ist zwischen Antriebswelle 1 und Antriebsscheibe 2 eine Nockenvorrichtung 10 vorgesehen, durch welche die Antriebsscheibe 2 elastisch zur Abtriebsscheibe 4 hin gedrückt wird und frei in eine Drehbewegung versetzt werden kann.

Beim Einsatz eines ringförmigen stufenlosen Getriebes, das so aufgebaut ist, wie oben beschrieben, wird die Antriebsscheibe 2 mit der Drehung der Antriebswelle 1 durch die Nockenvorrichtung 10 unter Anpressung an die Antriebsrollen 9, 9 gedreht. Die Drehung der Antriebsscheibe 2 wird demnach über die Antriebsrollen 9, 9 auf die Abtriebsscheibe 4 übertragen und somit die an der Abtriebsscheibe 4 montierte Abtriebswelle 3 gedreht.

Wenn nun die Drehgeschwindigkeit zwischen Antriebswelle 1 und Abtriebswelle 3 verändert wird, werden im Falle einer Geschwindigkeitsverminderung die Zapfen 7, 7 um die Achsen 6, 6 geschwenkt und hierdurch die Antriebsrollen 9, 9 so bewegt, daß ihre Außenflächen 9a, 9a jeweils an den mittleren Bereich der Innenfläche 2a der Antriebsscheibe 2 und zugleich an den Außenrandbereich der Innenfläche 4a der Abtriebsscheibe 4 angrenzt und somit die Verschiebungsachsen 8, 8 geneigt werden (s. Fig. 5).

Bei einer Geschwindigkeitszunahme wiederum werden die Zapfen 7, 7 so bewegt, daß die Außenseiten 9a, 9a der Antriebsrollen 9, 9 an den Außenrandbereich der Innenfläche 2a der Antriebsscheibe 2 und zugleich jeweils an den mittleren Bereich der Innenfläche 4a der Abtriebsscheibe 4 angrenzt und somit die Verschiebungsachsen 8, 8 geneigt werden (s. Fig. 6). Wenn der Neigungswinkel der Verschiebungsachsen 8, 8 so bemessen wird, daß er eine mittlere Position zwischen Fig. 5 und Fig. 6 einnimmt, wird ein mittleres Übersetzungsverhältnis (1 : 1) zwischen Antriebswelle 1 und Abtriebswelle 3 erzielt.

Fig. 7 und Fig. 8 zeigen eine konkrete Weiterentwicklung eines ringförmigen stufenlosen Getriebes, wie es auf den Microfiches der Gebrauchsmusteranmeldung S63-69293 (Gebrauchsmusteroffenlegung H1-173552) gezeigt wird. Hier werden die Antriebsscheibe 2 und die Abtriebsscheibe 4 frei drehbar von der zylindrischen Antriebswelle 11 gestützt und zwischen dem Ende der Antriebswelle 11 und der Antriebsscheibe 2 ist eine Nockenvorrichtung 10 vorgesehen. Die Abtriebsscheibe 4 ist hier jedoch mit Abtriebszahnrad 12 verbunden und dreht sich mit diesem synchron.

Die Achsen 6, 6 sind an den beiden Enden der paarweise ausgeführten Zapfen 7, 7 mit diesen konzentrisch angeordnet und werden an einem Paar Stützplatten 13, 13 so gehalten, daß sie in Schwenkrichtung und axial (in Fig. 7 in Richtung von Vorder- zu Hinterseite, in Fig. 8 von links nach rechts) frei verschoben werden können. Die Fußhälfte der Verschiebungsachsen 8, 8 wird jeweils im mittleren Bereich der Zapfen 7, 7 gehalten, wobei Fuß- und Kopfhälfte der Verschiebungsachsen 8, 8 exzentrisch zueinander gestaltet sind. Die Fußhälfte wird dabei frei drehbar im mittleren Bereich der Zapfen 7, 7 gehalten und die Kopfhälfte stützt die Antriebsrollen 9, 9 frei drehbar.

Die paarweise ausgeführten Verschiebungsachsen 8, 8 sind an einer Position um 180° rückseitig zur Antriebswelle 11 vorgesehen. Die Richtung der exzentrischen Ausrichtung von Kopf- und Fußhälfte der Verschiebungsachsen 8, 8 stimmt mit dem Drehsinn der Antriebs- und Abtriebsscheiben 2 und 4 überein (in Fig. 8 von rechts nach links), außerdem steht sie in etwa senkrecht zur Ausrichtung der Antriebswelle 11. Daher können die Antriebsrollen 9, 9 im Sinn der Ausrichtung der Antriebswelle 11 etwas verschoben werden.

Zwischen der Außenfläche der Antriebsrollen 9, 9 und den Innenflächen im mittleren Bereich der Zapfen 7, 7 sind, ausgehend von der Außenfläche der Antriebsrollen 9, 9, nacheinander Axial-Rillenkugellager 14, 14 und Nadellager 15, 15 vorgesehen, wobei die Axial-Rillenkugellager 14, 14 die auf die Antriebsrollen 9, 9 in Schubrichtung wirkende Last aufnehmen und somit die Drehung der Antriebsrollen 9, 9 zulassen. Die Nadellager 15, 15 nehmen die von den Antriebsrollen 9, 9 kommende Schublast auf die Außenringe 16, 16 der Axial-Rillenkugellager 14, 14 auf und lassen so eine Schwenkbewegung der Kopfhälften der Verschiebungsachsen 8, 8 und der vorgenannten Außenringe 16, 16 um die Fußhälften der Verschiebungsachsen 8, 8 zu. Im übrigen sind die Zapfen 7, 7 über hydraulische Aktuatoren 17, 17 axial zu den Achsen 6, 6 verschiebbar.

Im Falle von ringförmigen stufenlosen Getrieben des eben geschilderten Aufbaus wird die Drehung der Antriebswelle 11 vermittelt durch die Nockenvorrichtung 10 auf die Antriebsscheibe 2 übertragen, deren Drehbewegung dann wiederum über das Antriebsrollenpaar 9, 9 auf die Abtriebsscheibe 4 übertragen wird. Die Drehung der Abtriebsscheibe 4 wird dann von dem Abtriebszahnrad 12 aufgenommen.

Zur Veränderung des Übersetzungsverhältnisses der Drehung zwischen Antriebswelle 11 und Abtriebszahnrad 12 werden die ein Paar bildenden Zapfen 7, 7 durch die Aktuatoren 17, 17 jeweils in Gegenrichtung zueinander verschoben, beispielsweise in Fig. 8 die untere Antriebsrolle 9 nach rechts und die obere Antriebsrolle 9 nach links. Hierdurch wird der Sinn der tangentialen Kraft verändert, die auf die Kontaktfläche zwischen den Außenflächen 9a, 9a der Antriebsrollen 9, 9 und den Innenflächen 2a und 4a der Antriebs- und Abtriebsscheiben 2 und 4 wirkt. Mit dieser Veränderung vollführen die Zapfen 7, 7 eine Schwenkbewegung um die an den Halteplatten 13, 13 gelagerten Achsen 6, 6 jeweils im Gegensinn zueinander. Hierdurch verändert sich schließlich, wie bereits in Fig. 5 und Fig. 6 gezeigt, die Kontaktfläche zwischen den Außenflächen 9a, 9a der Antriebsrollen 9, 9 und den Innenflächen 2a und 4a der Antriebs- und Abtriebsscheiben 2 und 4 und das Übersetzungsverhältnis zwischen der Antriebswelle 11 und dem Abtriebszahnrad 12 wird entsprechend geändert.

Bei der Kraftübertragung durch ringförmige stufenlose Getriebe werden die Antriebsrollen 9, 9 aufgrund der elastischen Veränderung der beteiligten Bauteile axial zur Antriebswelle 11 verschoben und die Verschiebungsachsen welche die Antriebsrollen 9, 9 halten, erfahren dabei eine geringe Drehbewegung, deren Zentrum von der Fußhälfte der Verschiebungsachsen dargestellt wird. Durch diese Drehbewegung wird eine relative Verschiebung zwischen den Außenflächen der Außenringe 16, 16 der Axial-Rillen­ kugellager 14, 14 und den Innenflächen der Zapfen 7, 7 bewirkt. Da zwischen den besagten Außen- und Innenflächen die Nadellager 15, 15 vorgesehen sind, ist die für diese relative Bewegung erforderliche Kraft gering.

In dem oben beschriebenen ringförmigen stufenlosen Getriebe erfolgt die Kraftübertragung zwischen der Antriebswelle 11 und dem Abtriebszahnrad 12 über die zwei Antriebsrollen 9, 9. Daher ist die auf die Fläche bezogene Kraft, die zwischen den Außenflächen 9a, 9a der Antriebsrollen 9, 9 einerseits und den Innenflächen 2a und 4a der Antriebs- und Abtriebsscheiben 2 und 4 andererseits wirkt, recht groß, weshalb der übertragbaren Kraft Grenzen gesetzt sind. Angesichts dieser Sachlage wurde mit dem Ziel, die durch ringförmige stufenlose Getriebe übertragbare Kraft zu vergrößern, versucht, die Anzahl der Antriebsrollen 9, 9 zu erhöhen.

Ein Beispiel für eine mit diesem Ziel vorgenommene Erhöhung der Anzahl der Antriebsrollen 9, 9 ist aus der japanischen Offenlegungsschrift H3-74667 (A) bekannt, wo drei Antriebsrollen 9, 9 zwischen den eine Einheit bildenden Antriebs- und Abtriebsscheiben 2 und 4 vorgesehen sind und die Kraftübertragung über die 3 Antriebsrollen 9, 9 läuft. Bei dieser aus der zitierten Schrift bekannten Konstruktion sind, wie Fig. 9 zeigt, auf einem festen Rahmen 18 an drei Stellen, die den Kreisumfang des Rahmens 18 in drei gleich große Abschnitte teilen, um 120° gebogene Stützwinkel 19, 19 vorgesehen, wobei deren Mittelteil auf dem Rahmen 18 drehbar gelagert ist. Zwischen einander benachbarten Stützwinkeln 19, 19 wird jeweils einer der Zapfen 7, 7 schwenkbar und axial verschiebbar gehalten.

Die Zapfen 7, 7 sind jeweils über hydraulische Aktuatoren 17, 17 axial zu der Achse 6, verschiebbar, die an den beiden Zapfenkanten jeweils konzentrisch zu den Zapfen vorgesehen ist. Die diese Aktuatoren 17, 17 konstituierenden Hydraulikzylinder 20, 20 sind über ein Steuerventil 21 mit dem Auslaß einer Pumpe 22 verbunden, welche die Quelle für das Hydrauliköl darstellt. Das Steuerventil 21 verfügt hier über, jeweils axial (in Fig. 9 von links nach rechts) verschiebbar, eine Hülse 23 und einen Umschaltbolzen 24.

Wenn der Neigungswinkel der an den Zapfen 7, 7 durch die Verschiebungsachsen 8, 8 drehbaren Antriebsrollen 9, 9 verändert wird, wird die Hülse 23 durch einen Steuermotor 25 axial bewegt (in Fig. 9 von links nach rechts). Infolgedessen wird den Hydraulikzylindern 20, 20 das von der Pumpe 22 geförderte Hydrauliköl über entsprechende Zuleitungen zugeführt. Hierdurch bewegen sich die in den Hydraulikzylindern 20, 20 aufgenommenen Antriebskolben 26, 26, die dazu dienen, die Zapfen 7, 7 axial zu verschieben, im gleichen Sinn wie die Drehbewegung der Antriebs- und Abtriebsscheiben 2 und 4 (s. Fig. 5 bis 7). Das mit der Verschiebung der Antriebskolben 26, 26 aus den Hydraulikzylindern 20, 20 herausgetriebene Öl wird dann über entsprechende Leitungen, zu denen auch das Steuerventil 21 zählt und die hier zum Teil nicht gezeigt werden, zu einem Öltank 27 zurückgefördert.

Die mit der Hydrauliköleinleitung in den Zylinder einhergehende Verschiebung des Antriebskolbens 26 wird über eine Nocke 28 und ein Verbindungsstück 29 an den Umschaltbolzen 24 übertragen, der entsprechend axial verschoben wird. Folglich wird, nachdem der Antriebskolben 26 um ein vorgegebenes Stück verschoben worden ist, der Leitungsweg im Steuerventil 21 gesperrt und die Zufuhr von Hydrauliköl in die Hydraulikzylinder 20, 20 unterbrochen. Die Strecke, um die die Zapfen 7, 7 axial verschoben werden, entspricht daher genau der Strecke, um die die Hülse 23 durch den Steuermotor 25 verschoben wird.

Im Falle der wie beschrieben konstruierten ringförmigen stufenförmigen Getriebe wirkt auf die Zapfen 7, 7 von der Kontaktfläche (kraftschlüssiger Bereich zur Kraftübertragung) der Außenflächen 9a, 9a der an den Innenflächen der Zapfen 7, 7 gehaltenen Antriebsrollen 9, 9 mit den Innenflächen 2a, 4a der Antriebs- und Abtriebsscheiben 2 und 4 ausgehend eine tangential zur Kontaktfläche gerichtete, starke Kraft. Trotz dieser Tangentialkraft müssen zur präzisen Positionierung der Zapfen 7, 7 axial zu den Achsen 6, 6 die Durchmesser der Aktuatoren 17, 17 zur Bewegung der Zapfen 7, 7 groß ausgelegt werden.

Wenn der Durchmesser der Aktuatoren 17, 17 groß ausgelegt wird, beanspruchen die Aktuatoren 17, 17 jedoch mehr Platz. Dies ist jedoch unvorteilhaft, da der zur Verfügung stehende Raum zum Einbau erfindungsgemäßer ringförmiger stufenloser Getriebe bei der Verwendung für automatische Kraftwagengetriebe unter dem Boden begrenzt ist. Insbesondere wenn wie bei dem in Fig. 9 gezeigten ringförmigen stufenlosen Getriebe zwischen den ein Paar bildenden Antriebs- und Abtriebsscheiben 2, 4 drei Antriebsrollen 9, 9 vorgesehen sind, stellt die Anordnung der Aktuatoren 17, 17 bei großen durch das ringförmige stufenlose Getriebe zu übertragenden Drehmomenten und damit bei einer großen Tangentialkraft ein Problem dar.

Ausgehend von dieser Sachlage besteht die Aufgabe der vorliegenden Erfindung darin, eine Konstruktion zu schaffen, welche die Verwendung von Aktuatoren mit geringen Durchmessern und deren Unterbringung in dem begrenzt hierfür zur Verfügung stehenden Raum ermöglicht.

Das erfindungsgemäße ringförmige stufenlose Getriebe verfügt wie die beschriebenen herkömmlichen ringförmigen stufenlosen Getriebe über:
Ein ringförmiges stufenloses Getriebe, das ausgerüstet ist mit

• - einer drehbar gehaltenen Antriebsscheibe,
• - einer Abtriebsscheibe, die, bei einander gegenüberliegenden Innenflächen der Antriebsscheibe und dieser Abtriebsscheibe, in bezug auf die Antriebsscheibe konzentrisch angeordnet ist
• - zwischen Antriebs- und Abtriebsscheibe vorgesehenen Zapfen, die eine Schwenkbewegung um zu den Mittelachsen von Antriebs- und Abtriebsscheibe verdreht angeordnete Achsen ausführen können,
• - aus der Innenfläche dieser Zapfen hervorragenden Verschiebungsachsen, und
• - mehreren Antriebsrollen, die zwischen den Innenflächen der Antriebs- und der Abtriebsscheibe so gehalten werden, daß sie sich um diese Verschiebungsachsen drehen können.

In erfindungsgemäßen ringförmigen stufenlosen Getrieben sind in einem um die Zapfen angeordneten Stützrahmen mittels Stützachsen in ihrer Mitte Schwenkrahmen an ihren Außenseiten drehbar gelagert, wobei die Anzahl der Schwenkrahmen identisch mit der Zapfenanzahl ist. Weiterhin sind Aktuatoren zur Bewegung dieser Schwenkrahmen vorgesehen und in den Schwenkrahmen werden jeweils an den beiden Endkanten der Zapfen vorgesehene Achsen innenseitig drehbar gehalten.

Die durch das erfindungsgemäße ringförmige stufenlose Getriebe vorgenommene Übertragung von Kraft von der Antriebsscheiben über mehrere Antriebsrollen auf die Abtriebsscheibe erfolgt wie in den oben geschilderten herkömmlichen ringförmigen stufenlosen Getrieben.

Bei einer Veränderung des Übersetzungsverhältnisses zwischen Antriebs- und Abtriebsscheibe werden in erfindungsgemäßen ringförmigen stufenlosen Getrieben die Schwenkrahmen synchron um ihre Stützachsen geschwenkt. Mit dieser Schwenkbewegung führen die in den Schwenkrahmen vorgesehenen Zapfen eine Bewegung auf einem Kreisbogen, dessen Mittelpunkt die jeweiligen Stützachsen darstellen. Hierdurch werden die an den Zapfen innenseitig gehaltenen Antriebsrollen nahezu axial zu an den beiden Endkanten der einzelnen Zapfen vorgesehenen Achsen verschoben. Aufgrund dieser Verschiebung werden die Zapfen, wie bei den eingangs geschilderten ringförmigen stufenlosen Getrieben, um die vorgesehenen Achsen (Schwenkachsen) geschwenkt und damit das Übersetzungsverhältnis geändert.

Da im Falle erfindungsgemäßer ringförmiger stufenloser Getriebe die Bewegung der Zapfen axial zu den Achsen durch Schwenkrahmen vermittelt wird, kann, verglichen mit der Situation bei einer direkten Bewegung der Zapfen, längs zu den Zapfen der Abstand zwischen den Stützachsen bis zu den Aktuatoren länger ausgelegt werden als der Abstand zwischen den Berührungspunkten der Antriebsrollen mit den Scheibeninnenflächen. Hierdurch werden die infolge der Tangentialkraft auf die Aktuatoren wirkenden Kräfte vermindert, weshalb die Aktuatoren kleiner ausgeführt werden können. Somit fällt es leichter, die Aktuatoren in dem engen zur Verfügung stehenden Raum anzuordnen.

Die Fig. 1 bis 4 zeigen ein Beispiel für eine Ausführungsform der Erfindung. Das hier gezeigte Beispiel demonstriert die Verwendung des erfindungsgemäßen ringförmigen stufenlosen Getriebes 30 für die Übersetzung in einem Automatikgetriebe eines vierrädrigen Kraftwagens mit einem Motor, der ein für einen PKW übliches, großes Drehmoment erzeugt. Aus diesem Grund sind jeweils zwischen der ersten Antriebsscheibe 31 und der ersten Abtriebsscheibe 32 des ringförmigen stufenlosen Getriebes 30 drei erste Antriebsrollen 33, 33 und zwischen der zweiten Antriebsscheibe 34 und der zweiten Abtriebsscheibe 35 drei zweite Antriebsrollen 36 vorgesehen. Das Getriebe ist somit so aufgebaut, daß die Kraft über insgesamt 6 Antriebsrollen 33, 36 übertragen wird.

Auf der vordersten Stufe in bezug auf den Kraftfluß ist, als Baueinheit zur Bildung eines automatischen Kraftwagengetriebes, als Anfahrkupplung ein Drehmomentwandler 37 vorgesehen, mit dessen Abtriebseinheit die Vorderhälfte 11a der zum ringförmigen stufenlosen Getriebe 30 gehörigen Antriebswelle 11 verbunden ist. Die Vorderhälfte 11a wird durch den Drehmomentwandler 37 entsprechend der Drehung eines hier nicht gezeigten Fahrmotors gedreht. An dem hinteren Ende der Vorderhälfte 11a wird die Hinterhälfte 11b der Antriebswelle 11, vermittelt über ein Paar Radialnadellager 38a, 38b konzentrisch so gehalten, daß beide Hälften relativ zueinander frei drehbar sind.

Zwischen der Vorderhälfte 11a und der Hinterhälfte 11b ist, in bezug auf den Kraftfluß seriell eine Einheit 39 zur Umschaltung zwischen Vor- und Rückwärtsfahrt vorgesehen. Die als Planetengetriebe aufgebaute Einheit 39 zur Umschaltung zwischen Vor- und Rückwärtsfahrt verfügt über eine Kupplung zur Vorwärtsfahrt 40 und eine Kupplung zur Rückwärtsfahrt 41, die beide als Mehrscheibenkupplungen (naß) ausgeführt sind. Da die Konstruktion und die Funktionsweise von Einheiten 39 zur Umschaltung zwischen Vor- und Rückwärtsfahrt mit Planetengetriebe bereits bekannt sind, wird hier, da es die vorliegende Erfindung nicht betrifft, auf eine genauere Erläuterung verzichtet.

In Richtung des Kraftflusses schließt sich an die Einheit 39 zur Umschaltung zwischen Vor- und Rückwärtsfahrt das ringförmige stufenlose Getriebe 30 an, das Gegenstand der vorliegenden Erfindung ist. Das Übersetzungsverhältnis zwischen der Antriebssektion dieses ringförmigen stufenlosen Getriebes 30 (d. h. dem an den Abtrieb der Umschalteinheit 39 anschließende Teil) und dessen Abtriebssektion (d. h. der an die Antriebswellen 42 und 43 für die Vorder- bzw. Hinterräder anschließende Teil) wird kontinuierlich verändert. Das ringförmige stufenlose Getriebe 30 sitzt dabei auf der Antriebswellenhinterhälfte 11b auf. Daher werden in der Nähe des vorderen und hinteren Endes der Antriebswellenhinterhälfte 11b die erste und zweite Antriebsscheibe 31 und 34 so gehalten, daß sich ihre im Querschnitt konkaven Innenflächen 2a, 2a gegenüberliegen und sie sich konzentrisch und synchron frei drehen. Daher ist die vorderseitig (in Fig. 1 links) vorgesehene erste Antriebsscheibe 31 am Fuß eines zur Umschalteinheit 39 gehörigen Trägers 89 keilverzahnt, zugleich wird eine Bewegung der Scheibe nach vorne unterbunden. Die hinterseitig (in Fig. 1 rechts) vorgesehene zweite Antriebsscheibe 34 wird, vermittelt über eine Keilnabe 90, am hinteren Ende der Antriebswellenhinterhälfte 11b gehalten und kann von der hydraulischen Anpreß-Einheit 44 frei zur ersten Antriebsscheibe 31 hin gedrückt werden.

Wie in den Figuren gezeigt, besteht die Anpreß-Einheit 44, damit bei geringem Durchmesser eine möglichst große Anpreßkraft erzeugt wird, aus je einem Paar Hydraulikzylindern 45a, 45b und Hydraulikkolben 46a, 46b, die axial in Serie und parallel zum Kraftfluß angeordnet sind. Zur Erzeugung von Anpreßkraft wird Hydrauliköl in die ein Paar bildenden Hydraulikkammern 47a, 47b eingeleitet. Bei Einleitung von Hydrauliköl in die Hydraulikkammer 47a (Fig. 1 rechts) wird die zweite Antriebsscheibe 34, vermittelt durch den Zylinder 48, hin zur ersten Antriebsscheibe 31 gedrückt. Zeitgleich wird mit der Einleitung von Hydrauliköl in die Hydraulikkammer 47b (Fig. 1 links) die zweite Antriebsscheibe 34 hin zur ersten Antriebsscheibe 31 gedrückt. Die durch das Einleiten von Hydrauliköl in die Hydraulikkammern 47a, 47b erzeugten Kräfte addieren sich und wirken somit gemeinsam auf die zweite Antriebsscheibe 34. Daher erzeugt die Anpreß-Einheit 44 bei geringen Durchmessern eine starke Anpreßkraft.

Außerdem ist in der zweiten Kammer 47b eine vorgestauchte Feder 49, etwa eine Tellerfeder, vorgesehen, wodurch auch wenn in die Hydraulikkammern 47a, 47b kein Hydrauliköl eingeleitet ist, eine Mindestanpressung an den Kontaktflächen zwischen Innenflächen 2a, 4a den einzelnen Scheiben 31, 32, 34, 35 und den Außenflächen 9a, 9a der Antriebsrollen 33, 36 sichergestellt wird.

Außerdem ist um den Mittelabschnitt der Antriebswellenhinterhälfte 11b ein Stützzylinder 50 mit der Hinterhälfte 11b konzentrisch vorgesehen. Dieser Stützzylinder 50 wird an seinen beiden Enden durch die Innenkanten von Verankerungen 56, 56 gehalten. Diese Verankerungen 56, 56 werden mit ihren Außenkanten an den weiter unten ausführlicher beschriebenen Halteringen 51, 51 gestützt und sind dort befestigt. Sie bilden erste und zweite Stützrahmen 52, 53, welche die weiter unten zu besprechenden ersten und zweiten Schwenkrahmen 54, 55 schwenkbar halten. Zwischen der Außenfläche des Mittelabschnitts der Antriebswellenhinterhälfte 11b und den Innenseiten beider Endkanten des Stützzylinders 50 sind jeweils Radialnadellager 57, 57 vorgesehen, wodurch die Hinterhälfte 11b in dem Stützzylinder 50 so gehalten wird, daß sie sich einerseits drehen und andererseits axial verschoben werden kann.

Auf dem Stützzylinder 50 wiederum werden die erste und zweite Abtriebsscheibe 32 und 35 jeweils durch Radialnadellager 58, 58 drehbar und axial verschiebbar gelagert. Zwischen den einander gegenüberliegenden Seitenflächen der ersten und zweiten Abtriebsscheibe 32 und 35 ist ein Nadellager 59 (thrust needle bearing) vorgesehen, das die zwischen der ersten und zweiten Abtriebsscheibe 32 und 35 wirkende Schublast aufnimmt und die Drehung beider Scheiben 32, 35 relativ zueinander ermöglicht.

Außen an der ersten Abtriebsscheibe 32 ist ein erstes Abtriebszahnrad 60 befestigt, das über ein mitlaufendes Zahnrad 62 (für die Vorderräder) mit der Antriebswelle 42 (für die Vorderräder) verbunden ist. Hierdurch wird die Antriebswelle 42 (für die Vorderräder) durch die erste Abtriebsscheibe 32 gedreht. Die Drehung der Antriebswelle 42 für die Vorderräder wird dann, vermittelt durch ein Differentialgetriebe 63 für die Vorderräder, auf die nicht gezeigten Vorderräder übertragen.

An der Außenseite der zweiten Abtriebsscheibe 35 ist ein Abtriebszahnrad 64 (für die Hinterräder) befestigt, welches, vermittelt durch ein mitlaufendes Zahnrad 65 (für die Hinterräder), mit der Antriebswelle 43 (für die Hinterräder) verbunden ist, die somit durch die zweite Abtriebsscheibe 35 drehbar ist. Die Drehung der Antriebswelle 43 (für die Hinterräder) wird dann, vermittelt durch ein hier nicht gezeigtes Differentialgetriebe, auf die ebenfalls nicht gezeigten Hinterräder übertragen. Die Mittelachsen der Antriebswelle 42 (für die Vorderräder) und der Antriebswelle 43 (für die Hinterräder) stimmen nicht überein. Außerdem werden die beiden Antriebswellen 42 und 43 so positioniert, daß das Platzangebot optimal genutzt wird.

Weiterhin sind zwischen den Innenflächen 2a und 4a der ersten Antriebsscheibe 31 und der ersten Abtriebsscheibe 32 drei erste Antriebsrollen 33, 33 und zwischen den Innenflächen 2a und 4a der zweiten Antriebsscheibe 34 und der zweiten Abtriebsscheibe 35 drei zweite Antriebsrollen 36 vorgesehen. Diese Antriebsrollen 33 und 36 werden jeweils an den Innenseiten von ersten Zapfen 66 und zweiten Zapfen 67 drehbar gehalten. Die ersten und zweiten Zapfen 66, 67 führen eine Schwenkbewegung um erste bzw. zweite Achsen 68 (die letzteren werden in der Figur nicht gezeigt) aus, wobei diese Achsen 68 an den beiden Enden der Zapfen konzentrisch vorgesehen und verdreht zu den Mittelachsen der Scheiben 31, 32, 34 und 35 angeordnet sind, d. h. sie sich mit den Mittelachsen der Scheiben 31, 32, 34 und 35 zwar nicht kreuzen, aber nahezu senkrecht zu diesen ausgerichtet sind. Weiterhin sind die Zapfen 66 und 67 jeweils in einem ersten bzw. zweiten Schwenkrahmen 52, 53 durch Radialnadellager 69, 69 frei schwenkbar gelagert.

Die ersten bzw. zweiten Schwenkrahmen 52, 53 werden an den den ersten und zweiten Stützrahmen 54, 55 bildenden Halteringen 51, 51 in ihrer Mitte so gehalten, daß eine Schwenkbewegung um zu den Mittelachsen der Scheiben 31, 32, 34 und 35 parallele Stützachsen 70, 70 möglich ist. Die ersten und zweiten Stützrahmen 54, 55 werden durch jeweils paarweise vorgesehene Halteringe 51, 51 gebildet, die hierzu über die Außenseiten von je 3 Stützarmen 71, 71, verbunden sind, die zusammen je eine Verankerung 56 bilden. Die Stützachsen 70, 70 sind jeweils über ein Paar die Stützrahmen 54, 55 bildende Halteringe 51, 51 gelegt, und zwar in der (in bezug auf den Kreisumfang der Halteringe 51, 51) Mitte der Stützarme 71, 71. Daher werden die ersten und zweiten Schwenkrahmen 52, 53 zwischen auf einem gedachten Kreis benachbarten Stützarmen 71, 71 schwenkbar gehalten. Zwischen den Außenflächen der Stützachsen 70, 70 und den Innenflächen von in den Schwenkrahmen 52, 53 zum Stützen vorgesehenen Bohrungen sind Radiallager, z. B. Nadellager vorgesehen. Außerdem sind zwischen den Seiten der Schwenkrahmen 52, 53 und den Seiten der Halteringe 51, 51 Drucklager, etwa Nagellager, vorgesehen. Hierdurch wird erreicht, daß die Schwenkrahmen 52, 53, solange keine äußeren Kräfte wirken, mit geringer Kraft geschwenkt werden können.

Die ersten bzw. zweiten Schwenkrahmen 52, 53 können außerdem durch die in den Ansprüchen genannten Aktuatoren, nämlich durch die Hydraulikzylinder 72a, 72b, die zwischen den beiden Kanten der ersten bzw. zweiten Schwenkrahmen 52, 53 und den Halteringen 51, 51 angeordnet sind, geschwenkt werden. Die Hydraulikzylinder 72a, 72b sind hierbei jeweils an einem der Halteringe 51, 51 so angeordnet, daß ihre Position mit den beiden Kanten der Schwenkrahmen 52, 53 übereinstimmt. An jeweils den beiden Kanten der Schwenkrahmen 52, 53 sind dort, wo sich eine örtliche Übereinstimmung mit den Hydraulikzylindern 72a, 72b ergibt, parallel zu den Stützachsen 70, 70 jeweils Stangen 73a, 73b so befestigt und abgestützt, daß sie die beiden Kanten des ersten bzw. zweiten Schwenkrahmens 52, 53 durchstoßen. Weiterhin stehen die in die Hydraulikzylinder 72a, 72b eingeführten Kolben 74a, 74b mit den Stangen 73a, 73b in Eingriff.

Da der erste und zweite Schwenkrahmen 52, 53 durch die Kolben 74a, 74b verschoben werden können, gleichgültig, ob diese Kolben 74a, 74b eine geradlinige Bewegung oder die Kanten des ersten oder zweiten Schwenkrahmens 52, 53 eine Bewegung auf einem Kreisbogen ausführen, werden die Stangen 73a, 73b an den beiden Kanten des ersten und zweiten Schwenkrahmens 52, 53 so gehalten, daß sie im rechten Winkel zur Bewegung der Kolben 74a, 74b etwas verschoben werden können. In dem hier gezeigten Beispiel sind die Enden der Stangen 73a, 73b mit etwas Spiel in längere, in bezug auf die Halteringe 51, 51 radiale Bohrungen 83, 83 eingeführt, die in besagten Halteringen 51, 51 vorgesehen sind. Hierbei sind die Bohrungen 83, 83 breiter als die Durchmesser der Stangen 73a, 73b ausgeführt, so daß sie, wie oben ausgeführt, eine Bewegung im rechten Winkel zu den Kolben 74a, 74b ausführen können.

Von den an den einzelnen Schwenkrahmen 52, 53 als jeweils zwei Paare vorgesehenen Hydraulikzylindern 72a, 72b (d. h. je 4 Zylinder pro Schwenkrahmen und insgesamt 24 Zylinder in der ringförmigen stufenlosen Getriebeeinheit 30 insgesamt) wird bei einer Übersetzungsveränderung einer der beiden zu den Schwenkrahmen 52, 53 längs an einem Ende der Rahmen vorgesehenen Hydraulikzylinder 72a (72b) gedehnt und zugleich der andere Hydraulikzylinder 72b (72a) gestaucht, wodurch die Schwenkrahmen 52, 53 über eine vorgegebene Strecke eine Schwenkbewegung in vorgegebener Richtung ausführen.

Die Schwenkwinkel der ersten und zweiten Zapfen 66, 67 um die ersten und zweiten Schwenkachsen 68 wird einerseits durch die Einleitung von Hydrauliköl in die Hydraulikzylinder 72a, 72b und andererseits auch durch Synchronisierungsketten 75, 75 (s. Fig. 3, in den anderen Abbildungen nicht gezeigt) auf mechanischem Wege synchronisiert. Daher werden an den beiden Endkanten der Zapfen 66, 67 Synchronisierungsscheiben 76, 76 konzentrisch zu den ersten bzw. zweiten Schwenkachse 68 gehalten. Die Synchronisierungsketten 75, 75 werden über die an den beiden Endkanten der Zapfen 66, 67 befestigten Synchronisierungsscheiben 76, 76 so geführt, daß sie im wesentlichen nicht durchhängen. Die sich kreuzenden Mittelabschnitte der Ketten 75, 75 werden dabei durch den Außenring von Wälzlagern 77, 77 (s. Fig. 3, in den anderen Abbildungen nicht gezeigt) geführt, die in der Mitte der die Verankerungen 56, 56 bildenden Stützarme 71, 71 gehalten werden.

An den Halteringen 51, 51 wird ein Steuerventil 21a zur Steuerung der Zufuhr von Hydrauliköl zu den Hydraulikzylindern 72a, 72b gehalten. Wenn die ersten bzw. zweiten Schwenkrahmen 52, 53 aufgrund der Versorgung der Hydraulikzylinder 72a, 72b mit Hydrauliköl eine Schwenkbewegung ausführen, wird durch die an den Zapfen 66, 67 (die in dem ersten bzw. zweiten Schwenkrahmen 52, 53 gehalten werden) außenseitig vorgesehene Nockenfläche 78 der Umschaltbolzen 24a des Steuerventils 21a, vermittelt durch einen zu Steuerventil 21a gehörigen schwimmenden Kolben 79, verschoben und das Steuerventil 21a folglich umgestellt. Die Nockenfläche 78 kann auch als von den Zapfen 66, 67 getrenntes Bauteil mittels einer Nockenplatte ausgeführt werden, mit der die Zapfen 66, 67 an der Außenseite dann bestückt werden. Wenn die Nockenfläche 78 einstückig mit den Zapfen 66, 67 ausgeführt wird, wird die Nockenfläche 78 zur Verhinderung von Verschleiß, der aus der wiederholten Schwenkbewegung der Zapfen 66, 67 resultiert, aus einem durch Wärmebehandlung gehärteten Werkstoff, beispielsweise mit einer Härte von mindestens H_RC40 ausgeführt. Um die Bildung von Aushöhlungen in der Nockenfläche 78 durch die Spitze des schwimmenden Kolbens 79 und Verschleißbildung zu verhindern, wird die Spitze des schwimmenden Kolbens vorzugsweise kugelförmig ausgeführt oder mit einer Stahlkugel beschlagen. Um eine möglichst widerstandsfreie axiale Bewegung des Umschaltbolzens 24a zu sichern, wird der Bolzen 24a vorzugsweise über Längslager, etwa Wälzlager oder Gleitlager, geführt.

Eine Hülse 23a, die gemeinsam mit dem Umschaltbolzen 24a zu Steuerventil 21a gehört, wird durch den Steuermotor 25a in eine geeignete Stellung verschoben, damit bei einer Geschwindigkeitsänderung das erforderliche Übersetzungsverhältnis erreicht wird. In dem ringförmigen stufenlosen Getriebe 30 werden insgesamt zwei dieser Steuerventile 21a und Steuermotoren 25a vorgesehen, jeweils einmal in einem ersten Hohlraum 80, der von der ersten Antriebsscheibe 31 und der ersten Abtriebsscheibe 32 gebildet wird und diese umfaßt, und einmal in einem zweiten Hohlraum 81, der von der zweiten Antriebsscheibe 34 und der zweiten Abtriebsscheibe 35 gebildet wird und diese umfaßt. Das Steuerventil 21a in dem ersten Hohlraum 80 und das Steuerventil 21a in dem zweiten Hohlraum 81 werden über die zugehörigen Steuermotoren 25a im ersten bzw. zweiten Hohlraum 80 bzw. 81 auf Grundlage von Befehlen aus einer hier nicht gezeigten, einen Mikrocomputer beinhaltenden Steuervorrichtung miteinander synchron (Fahrt geradeaus) oder unabhängig voneinander (Kurvenfahrt) gesteuert.

Die beschriebene Anordnung bewirkt, daß der erste und zweite Schwenkrahmen 52, 53 bei einer Übersetzungsveränderung aufgrund der Hydraulikölzufuhr zu den Hydraulikzylindern 72a, 72b um eine vorgegebene Strecke in vorgegebener Richtung um die Stützachsen 70, 70 geschwenkt werden. Hierdurch werden die von den Schwenkrahmen 52, 53 gehaltenen ersten und zweiten Zapfen 66, 67 in etwa in Richtung der ersten und zweiten Achsen 68 verschoben (In der Praxis führen sie eine Bewegung auf einem Kreisbogen um die Stützachsen 70, 70 aus.) Hierdurch verändert sich, wie in dem in Fig. 7 und 8 gezeigten Beispiel der Sinn der auf die Kontaktflächen zwischen den Außenflächen 9a, 9a der Antriebsrollen 33, 36 und den Innenflächen 2a, 4a der Scheiben 31, 32, 34 und 35 wirkenden Tangentialkraft. Mit der Richtungsänderung dieser Kraft werden die ersten und zweiten Zapfen 66, 67 jeweils in Gegenrichtung zueinander um die an den ersten und zweiten Schwenkrahmen 52, 53 drehbar gelagerten ersten und zweiten Achsen 68 geschwenkt, wodurch sich die Auflagestellung der Außenflächen 9a, 9a der Antriebsrollen 33, 36 auf den Innenflächen 2a und 4a wie in Fig. 5 und Fig. 6 gezeigt verändert und das Übersetzungsverhältnis zwischen der ersten und zweiten Antriebsscheibe 31, 34 und der ersten und zweiten Abtriebsscheibe 32, 35 geändert wird.

Da die der Schwenkbewegung der ersten und zweiten Schwenkrahmen 52, 53 dienenden Hydraulikzylinder 72a, 72b an den Seiten der Schwenkrahmen 52, 53 getrennt von den Stützachsen 70, 70 angeordnet sind, können die Hydraulikzylinder 72a, 72b auch mit kleinen ausgelegten Durchmessern den Tangentialkräften, die von den Kontaktflächen der Außenflächen 9a, 9a der ersten und zweiten Antriebsrollen 33, 36 mit den Innenflächen 2a, 4a der ersten und zweiten Antriebsscheibe 31, 34 bzw. der ersten und zweiten Abtriebsscheibe 32, 35 auf die ersten und zweiten Zapfen 66, 67 wirken, standhalten. Dies liegt daran, daß der Abstand zwischen den Stützachsen 70, 70 und den Kontaktflächen zwischen den Flächen 9a, 2a und 4a kürzer ist als der Abstand zwischen den Stützachsen 70, 70 und den Hydraulikzylindern 72a, 72b und daher, aufgrund des Hebelgesetzes, über das Volumen der Hydraulikzylinder 72a, 72b hinausgehende Kräfte an die ersten und zweiten Zapfen 66, 67 weitergegeben werden können. Der Durchmesser der Hydraulikzylinder 72a, 72b kann entsprechend geringer ausgelegt werden. Da in dem gezeigten Beispiel außerdem die Hydraulikzylinder 72a, 72b je Seite der ersten bzw. zweiten Schwenkrahmen 52, 53 paarweise vorgesehen sind, kann der Durchmesser der Hydraulikzylinder 72a, 72b noch weiter vermindert werden.

Die Schmierölversorgung zur Schmierung der Drehung der Antriebsrollen 33, 36 erfolgt über die Stützachsen 70, 70 und die ersten bzw. zweiten Schwenkrahmen 52, 53 und erfordert daher keine flexiblen Verbindungen. Während des Betriebs des ringförmigen stufenlosen Getriebes drehen sich die Antriebsrollen unter Aufnahme großer Last mit hoher Geschwindigkeit, weshalb für eine stabile Schmierölversorgung des Teiles, an dem diese Drehung der Antriebsrollen 33, 36 gehalten wird, gesorgt werden muß. Die erfindungsgemäße Anordnung erlaubt jedoch keine Schmierölversorgung des Teiles, an dem diese Drehung der Antriebsrollen 33, 36 gehalten wird, in der Art, wie sie bei herkömmlichen ringförmigen stufenlosen Getrieben stattfindet. Eine Nutzung flexibler Verbindungen ist hier zwar möglich, führt jedoch zu höheren Kosten und über längere Sicht ist auch die Zuverlässigkeit der Schmierung ungesichert.

In dem gezeigten Beispiel sind in den Stützachsen 70, 70, an denen die ersten und zweiten Schwenkrahmen 52, 53 im ersten bzw. zweiten Stützrahmen 54, 55 gehalten werden, an eine Quelle für die Schmierölversorgung, etwa einer Ölpumpe, angeschlossene erste Ölleitungen 84, 84 vorgesehen. In den ersten und zweiten Schwenkrahmen 52, 53 sind weiterhin zweite Ölleitungen 85, 85 vorgesehen, deren Oberlauf (Ende des Oberlaufs) unabhängig von der Schwenkbewegung der ersten und zweiten Schwenkrahmen 52, 53 mit dem Unterlauf (Ende des Unterlaufs) der ersten Ölleitungen 84, 84 verbunden ist. Außerdem ist der Oberlauf (Ende des Oberlaufs) von dritten Ölleitungen 86, 86 in den ersten und zweiten Zapfen 66, 67 mit dem Ende des Unterlaufs der zweiten Ölleitungen 85, 85 verbunden. Hierfür sind in beidseitig an den Schwenkrahmen 52, 53 befestigten Stegen 87, 87 Ölleitungen vorgesehen, die den Unterlauf der zweiten Ölleitungen 85, 85 mit dem Oberlauf der dritten Ölleitungen 86, 86 zusammenführen. Das aus dem Unterlauf der dritten Ölleitungen 86, 86 abgegebene Schmieröl kann dann den Lagern, etwa den Axialrillenkugellagern 14a, 14a, durch welche die Antriebsrollen 33, 36 drehbar gelagert sind, und den Radialnadellagern 88a, 88a, welche die Verschiebungsachsen 8a, 8a lagern, zugeführt werden. Die den einzelnen Bauteilen zugeführte Schmierölmenge wird auf optimale Werte eingestellt, wozu die ersten, zweiten und/oder dritten (Ölleitungen 84, 85 und 86 notwendigenfalls mit Mitteln zur Einstellung der Strömungsgeschwindigkeit, etwa Verjüngungen, versehen werden können.

In dem hier gezeigten Beispiel sind die Verschiebungsachsen 8a, 8a, welche die ersten und zweiten Antriebsrollen 33, 36 an den ersten und zweiten Zapfen 66, 67 halten, geradlinig ausgeführt, d. h. ihre Fußhälfte ist, relativ zu der jeweiligen Kopfhälfte, im wesentlichen nicht exzentrisch angeordnet. Statt dessen ist der Kopf der Verschiebungsachsen 8a, 8a versetzt zum Zentrum der zu den Axial-Rillenkugellagern 14a, 14a gehörigen Außenringe 16a, 16a eingeführt. Die ersten und zweiten Antriebsrollen 33, 36 sind als einstückige runde Körper ohne durchgehende Bohrung ausgeführt, und da ein schräger Kontaktwinkel zu den Axial-Rillenkugellagern 14a, 14a vorgesehen ist, nehmen sie nicht nur die auf die Axial-Rillenkugellager 14a, 14a wirkende Schublast, sondern auch die Radiallast auf. Auch in dieser Anordnung können die ersten und zweiten Antriebsrollen 33, 36 drehbar an der vorgegebenen Position und in bezug auf die Achsen der Scheiben 31, 32, 34 und 35 um eine gewisse Strecke axial verschiebbar gehalten werden. Die Halterung der Antriebsrollen 33, 36 ist im übrigen nicht Gegenstand der vorliegenden Erfindung und ist daher nicht auf die hier gezeigte Konstruktion beschränkt. Vielmehr kann dieser Teil auch wie in den herkömmlichen Beispielen in Fig. 7 bis 9 konstruiert werden.

Während des Betriebs eines automatischen Kraftwagengetriebes mit einem erfindungsgemäßen ringförmigen stufenlosen Getriebe der hier gezeigten Konstruktion werden, bei sich zueinander synchron mit der Hinterhälfte 11b der Antriebswelle 11 drehender erster und zweiter Antriebsscheibe 31 bzw. 34, die Antriebswelle 42 für die Vorderräder durch die von der ersten Antriebsscheibe 31 über die ersten Antriebsrollen 33, 33 auf die erste Abtriebsscheibe 32 übertragene Kraft, und die Antriebswelle 43 für die Hinterräder durch die von der zweiten Antriebsscheibe 34 über die zweiten Antriebsrollen 36 auf die zweite Abtriebsscheibe 35 übertragene Kraft gedreht.

Um die Effizienz der Kraftübertragung zwischen erster und zweiter Antriebsscheibe 31, 34 einerseits und erster und zweiter Abtriebsscheibe 32, 35 andererseits zu sichern, ist durch Veränderung des Öldrucks in den zur hydraulischen Anpreß-Einheit 44 gehörenden Hydraulikkammern 47a, 47b eine Feineinstellung des Anpreßdrucks zwischen den Außenflächen 9a, 9a der Antriebsrollen 33, 36 und den Innenflächen 2a und 4a der Scheiben 31, 32, 34 und 35 auf einfache Weise möglich. Bei Getriebevorrichtungen in Kraftwagen mit ständigem Vierradantrieb können, je nach Fahrbedingungen, Divergenzen zwischen den auf die Vorder- und Hinterräder verteilten Drehmomenten entstehen, bei dem hier gezeigten Beispiel kann jedoch stets eine optimale, den jeweiligen Bedingungen entsprechende Anpressung erreicht werden, da diese durch die hydraulische Anpreß-Einheit 44 eingestellt wird.

Wenn bei Geradeausfahrt des Kraftwagens die Drehgeschwindigkeiten der Antriebswelle 42 für die Vorderräder und der Antriebswelle 43 für die Hinterräder in Übereinstimmung gebracht werden, um identische Drehgeschwindigkeiten der Vorder- und Hinterräder zu erzielen, werden, entsprechend der Hydraulikölzufuhr in die Hydraulikzylinder 72a, 72b, jeweils die Schwenkwinkel der ersten und zweiten Schwenkrahmen 52, 53 um die Stützachsen 70, 70 und die Neigungswinkel der ersten und zweiten Zapfen 66, 67 um die Stützachsen 68 in Übereinstimmung gebracht. Dann wird das Übersetzungsverhältnis zwischen erster Antriebs- und erster Abtriebsscheibe (31, 32) mit dem Übersetzungsverhältnis zwischen zweiter Antriebs- und zweiter Abtriebsscheibe (34, 35) in Übereinstimmung gebracht.

Wenn hingegen die Drehgeschwindigkeit der Antriebswelle 43 für die Hinterräder langsamer als die der Antriebswelle 42 für die Vorderräder eingestellt werden soll, um bei einer Kurvenfahrt die Drehgeschwindigkeit der Hinterräder relativ zu der Drehgeschwindigkeit der Vorderräder zu verlangsamen, werden die Neigungswinkel der ersten Zapfen 66, 66 anders eingestellt als die der zweiten Zapfen 67. Konkret wird hierzu das Untersetzungsverhältnis zwischen der zweiten Antriebs- und der zweiten Abtriebsscheibe (34, 35) größer eingestellt als das Untersetzungsverhältnis zwischen der ersten Antriebs- und der ersten Abtriebsscheibe (31, 32). Hierdurch wird auch ohne ein Zentraldifferential ein stabiles Fahrverhalten ohne übermäßige Reibung zwischen den Vorder- und Hinterrädern auf der Fahrbahn erreicht.

In allen Fällen wirkt beim Betrieb des ringförmigen stufenlosen Getriebes ausgehend von den ersten und zweiten Antriebsrollen 33, 36 über die ersten und zweiten Zapfen 66, 67 auf die ersten und zweiten Schwenkrahmen 52, 53 eine starke Last, die zu den Scheiben 31, 32, 34 und 35 diametral nach außen gerichtet ist. Diese Last wird von den Stützachsen 70, 70 an die Halteringe 51, 51, welche den ersten bzw. zweiten Stützrahmen 54, 55 bilden, übertragen. Hier heben sich die Belastungen gegenseitig auf, weshalb die Steifheit und Festigkeit des Gehäuses zur Aufnahme des ringförmigen stufenlosen Getriebes nicht unbedingt hoch bemessen werden muß, wenn die Halteringe 51, 51 mit einer ausreichenden Steifigkeit ausgeführt werden. Somit ist eine kompakte und leichte Ausführung des ringförmigen stufenlosen Getriebes möglich.

In dem hier gezeigten Beispiel sind die den ersten bzw. zweiten jeweils als Paar ausgeführten Stützrahmen 54, 55, die in diesen Stützrahmen 54, 55 gehaltenen, jeweils drei ersten bzw. zweiten Schwenkrahmen 52, 53 die ersten bzw. zweiten Zapfen 66, 67 und die ersten bzw. zweiten Antriebsrollen 33, 36, die insgesamt jeweils den ersten bzw. zweiten Hohlraum 80 und 81 bilden (der zweite Hohlraum 81 beinhaltet außerdem die Anpreß-Einheit 44) untrennbar zu Baugruppen zusammengefaßt und werden entsprechend behandelt. Für den Zusammenbau der ringförmigen stufenlosen Getriebe 30 aus diesen Baugruppen werden zunächst die Baugruppen geprüft, wozu beispielsweise die Abmessungen der Einzelglieder der Baugruppen und die Stellung dieser Glieder zueinander gemessen wird und die Einzelglieder zusammen bewegt werden. Dann wird geprüft, ob das aus diesen Baugruppen zusammengebaute Getriebe ordnungsgemäß funktioniert.

So werden etwa die Einbauhöhe der ersten und zweiten Antriebsrollen 33, 36 und die Abstände von den Drehachsen der Scheiben 31, 32, 34 und 35 zu den Kontaktflächen dieser Scheiben 31, 32, 34 und 35 zu den Außenflächen 9a, 9a der Antriebsrollen 33, 36 gemessen, um dafür Sorge zu tragen, daß im zusammengebauten Zustand an den Kontaktflächen nichts aneinanderschlägt, alles synchron läuft und kein Schlupf auftritt. Außerdem wird überprüft, ob sich die Schwenkbewegungen der schwenkbaren Bauteile widerstandslos ausführen lassen, die Synchronisierungsketten 75, 75 richtig gespannt sind, die Hydraulikzylinder 72a, 72b ordnungsgemäß ohne Auslecken von Hydrauliköl arbeiten und ob die Ölleitungen nicht verstopft sind. Da somit bereits vor dem Zusammenbau der ringförmigen stufenlosen Getriebe 30 die einzelnen Funktionen geprüft werden können, ist es einfach, auf eventuelle Fehlfunktionen zu reagieren.

Das hier gezeigte Beispiel demonstriert die Verwendung des erfindungsgemäßen ringförmigen stufenlosen Getriebes für die Übersetzung in einem Automatikgetriebe eines vierrädrigen Kraftwagens mit einem Motor, der ein für einen PKW übliches, großes Drehmoment erzeugt. Erfindungsgemäße ringförmige stufenlose Getriebe können jedoch auch als Getriebeeinheiten für Automatikgetriebe in üblichen Krafträdern (Zweirädern) eingesetzt werden. In diesem Fall werden zwei Abtriebsscheiben miteinander synchron drehbar verbunden und der Abtrieb beider Abtriebsscheiben von einer einzigen Abtriebswelle abgenommen. Bei der Verwendung als Getriebeeinheiten für Automatikgetriebe in Kleinkraftwagen, bei denen ein weniger großes Drehmoment auftritt, ist eine Konstruktion des ringförmigen stufenlosen Getriebes als "single cavity"-Getriebe mit einem Scheibenpaar, das aus einer Antriebsscheibe 2 und einer Abtriebsscheibe 4 gebildet wird, möglich, wie es etwa in Fig. 5 bis 8 gezeigt wird. Auch die Anpreß-Einheit, die in dem gezeigten Beispiel dazu dient, die Anpressung auf den Flächen mit Vortriebskräften sicherzustellen, muß, beispielsweise im Falle von Automatikgetrieben für Krafträder (Zweiräder) nicht hydraulisch ausgeführt werden, vielmehr kann hier auch eine herkömmlich aufgebaute Nockenvorrichtung verwendet werden, die auf mechanischem Weg Andruckkraft erzeugt.

Die vorliegende Erfindung vereinfacht die Konstruktion von Automatikgetriebeeinheiten mit ringförmigem stufenlosem Getriebe, da letzteres aufgrund der oben beschriebenen Konstruktions- und Funktionsweise einen geringen Platzbedarf hat und sich daher auch dort einbauen läßt, wo wenig Platz zur Verfügung steht.

Einfache Erläuterung der beigefügten Zeichnungen

Fig. 1 zeigt als Querschnitt wichtige Teile eines Beispiels für erfindungsgemäße Ausführungsformen,

Fig. 2 zeigt einen Querschnitt entlang der Geraden A-A in Fig. 1,

Fig. 3 zeigt einen Querschnitt entlang der Geraden B-B in Fig. 1,

Fig. 4 zeigt in etwa den gleichen Ausschnitt wie Fig. 3, jedoch als Schnitt in der Ebene, die die Mittelachsen der an den ersten Zapfen vorgesehenen ersten Achsen enthält,

Fig. 5 zeigt als Seitenansicht Grundzüge des Aufbaus eines herkömmlichen ringförmigen stufenlosen Getriebes bei maximaler Untersetzung,

Fig. 6 zeigt die gleiche Seitenansicht, jedoch bei maximaler Geschwindigkeitserhöhung,

Fig. 7 zeigt als Querschnitt ein Beispiel für eine bekannte konkrete Konstruktion,

Fig. 8 zeigt einen Querschnitt entlang der Geraden C-C in Fig. 8,

Fig. 9 zeigt eine Vorderansicht auf ein erstes Beispiel für eine bekannte Konstruktion, die eine Vergrößerung der übertragbaren Kraft ermöglicht (teilweise aufgeschnitten).

BEZUGSZEICHEN

1

Antriebswelle

2

Antriebsscheibe

2

a Innenfläche

3

Abtriebswelle

4

Abtriebsscheibe

4

a Innenfläche

5

Gehäuse

6

Achse

7

Zapfen

8

,

8

a Verschiebungsachse

9

Antriebsrolle

9

a Außenfläche

10

Nockenvorrichtung

11

Antriebswelle

11

a Vorderhälfte

11

b Hinterhälfte

12

Abtriebszahnrad

13

Stützplatte

14

,

14

a Axial-Rillenkugellager

15

Nadellager

16

,

16

a Außenring

17

Aktuator

18

Rahmen

19

Stützwinkel

20

Hydraulikzylinder

21

,

21

a Steuerventil

22

Pumpe

23

,

23

a Hülse

24

,

24

a Umschaltbolzen

25

,

25

a Steuermotor

26

Antriebskolben

27

Öltank

28

Nocke

29

Verbindungsstück

30

Ringförmiges stufenloses Getriebe

31

erste Antriebsscheibe

32

erste Abtriebsscheibe

33

erste Antriebsrolle

34

Zweite Antriebsscheibe

35

Zweite Abtriebsscheibe

36

Zweite Antriebsrolle

37

Drehmomentwandler

38

a,

38

b Radialnadellager

39

Einheit zur Umschaltung zwischen Vor- und Rückwärtsfahrt

40

Kupplung für Vorwärtsfahrt

41

Kupplung für Rückwärtsfahrt

42

Antriebswelle für die Vorderräder

43

Antriebswelle für die Hinterräder

44

Anpreß-Einheit

45

a,

45

b Hydraulikzylinder

46

a,

46

b Hydraulikkolben

47

a,

47

b Hydraulikkammer

48

Zylinder

49

Vorgespannte Feder

50

Stützzylinder

51

Haltering

52

Erster Schwenkrahmen

53

Zweiter Schwenkrahmen

54

Erster Stützrahmen

55

Zweiter Stützrahmen

56

Verankerung

57

Radialnadellager

58

Radialnadellager

59

Nadellager

60

Erstes Abtriebszahnrad

62

Mitlaufendes Zahnrad für die Vorderräder

63

Differentialgetriebe für die Vorderräder

64

Zweites Abtriebszahnrad

65

Mitlaufendes Zahnrad für die Hinterräder

66

Erster Zapfen

67

Zweiter Zapfen

68

Erste Achse

69

Radialnadellager

70

Stützachse

71

Stützarm

72

a,

72

b Hydraulikzylinder

73

a,

73

b Stange

74

a,

74

b Kolben

75

Synchronisierungskette

76

Synchronisierungsscheibe

77

Wälzlager

78

Nockenfläche

79

Schwimmender Kolben

80

Erster Hohlraum

81

Zweiter Hohlraum

83

Längere Bohrung

84

Erste Ölleitung

85

Zweite Ölleitung

86

Dritte Ölleitung

87

Steg

88

Radialnadellager

89

Träger

90

Keilnabe

Claims (7)

1. Ein ringförmiges stufenloses Getriebe, das ausgerüstet ist mit

• - einer drehbar gehaltenen Antriebsscheibe,
• - einer Abtriebsscheibe, die, bei einander gegenüberliegenden Innenflächen der Antriebsscheibe und dieser Abtriebsscheibe, in bezug auf die Antriebsscheibe konzentrisch angeordnet ist,
• - zwischen Antriebs- und Abtriebsscheibe vorgesehenen Zapfen, die eine Schwenkbewegung um zu den Mittelachsen von Antriebs- und Abtriebsscheibe verdreht angeordnete Achsen ausführen können,
• - aus der Innenfläche dieser Zapfen hervorragenden Verschiebungsachsen, und
• - mehreren Antriebsrollen, die zwischen den Innenflächen der Antriebs- und der Abtriebsscheibe so gehalten werden, daß sie sich um diese Verschiebungsachsen drehen können,

wobei in einem um die Zapfen angeordneten Stützrahmen mittels Stützachsen in ihrer Mitte Schwenkrahmen an ihren Außenseiten drehbar gelagert sind, die Anzahl der Schwenkrahmen identisch mit der Zapfenanzahl ist, weiterhin Aktuatoren zur Bewegung dieser Schwenkrahmen vorgesehen sind und jeweils an den beiden Endkanten der Zapfen vorgesehene Achsen in den Schwenkrahmen innenseitig drehbar gehalten werden.

2. Ringförmige stufenlose Getriebe nach Anspruch 1, in denen die vorgenannten Aktuatoren durch jeweils beidseitig an den Schwenkrahmen vorgesehene Hydraulikzylinder dargestellt werden und durch Druck dieser Hydraulikzylinder auf die Seiten der Schwenkrahmen die Schwenkrahmen eine Schwenkbewegung um ihre Stützachsen ausführen.

3. Ringförmige stufenlose Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, in denen an den beiden Seiten der Schwenkrahmen parallel zu den Stützachsen und mit ihren beiden Enden aus den Seiten der Schwenkrahmen hervorragend Stangen befestigt sind, und in denen auf jeder Seite der Schwenkrahmen Hydraulikzylinder paarweise vorgesehen sind, welche auf die Enden der Stangen drücken können.

4. Ringförmige stufenlose Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, in denen im Umfeld eines der Schwenkrahmen ein Steuerventil zur Steuerung der Versorgung der Hydraulikzylinder mit Hydrauliköl vorgesehen ist, die Außenseite des in diesem Schwenkrahmen gehaltenen Zapfens als Nockenfläche gestaltet ist und das die Umschaltung des Steuerventils durch ein Bauteil, das elastisch auf diese Nockenfläche stößt, vorgenommen wird.

5. Ringförmige stufenlose Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, in denen in den Stützachsen zum Halten der Schwenkrahmen in den Stützrahmen jeweils erste Ölleitungen, in den einzelnen Schwenkrahmen jeweils zweite Ölleitungen, deren Oberlauf - unabhängig von der Schwenkbewegung der Schwenkrahmen - mit dem jeweiligen Unterlauf der ersten Ölleitungen verbunden ist, und in den Zapfen jeweils dritte Ölleitungen, deren Oberlauf mit dem Unterlauf der zweiten Ölleitungen verbunden ist, ausgebildet sind und das aus den Unterläufen der dritten Ölleitungen ausgespritzte Schmieröl den Lagern, welche die Antriebsrollen halten, frei zugeführt werden kann.

6. Ringförmige stufenlose Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, in denen mit der Aufgabe, die Schwenkwinkel einander auf einem gedachten Kreis benachbarter Zapfen um die jeweilige Schwenkachsen miteinander in Übereinstimmung zu bringen und die Schwenkwinkel der Schwenkrahmen miteinander in Übereinstimmung zu bringen, Synchronisierungsketten so vorgesehen sind, daß sie jeweils zum Teil an den Endkanten der Zapfen befestigt sind, ihre Mittelabschnitte sich überkreuzend zusammengebunden sind und die Mittelabschnitte der einzelnen Ketten durch Wälzlager geführt werden.

7. Ringförmige stufenlose Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, in denen Bauteilgruppen, die aus einem Stützrahmen, mehreren darin gehaltenen Schwenkrahmen, Zapfen und Antriebsrollen untrennbar zusammengesetzt bestehen, als Einheiten behandelt werden.