DE19911297A1 - Stufenloses Reibradgetriebe mit hohem Wirkungsgrad - Google Patents
Stufenloses Reibradgetriebe mit hohem WirkungsgradInfo
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Abstract
Die Erfindung betrifft ein stufenloses, ein- oder mehrflutiges Getriebe mit direkt aufeinander oder über einen Zwischenkörper aufeinander abwälzenden Reibrädern zum Einsatz bei Kraftfahrzeugen. Die Verstellung der Übersetzung erfolgt durch ein geringfügiges Kippen der Rotationsachse wenigstens eines der Reibräder. Das Getriebe ist selbst im Stillstand und unter Last schaltbar. Es besitzt einen oder mehrere Betriebsbereiche, in denen der Bohrschlupf stark verringert oder gleich Null ist. Diese Betriebsbereiche entsprechen den auf den Verbrauch am stärksten durchschlagenden Übersetzungen. Im Anfahrgang, bei dem durch die Massenträgheit des Motors und durch den Kuppelvorgang besonders hohe Spitzenmomente auftreten können, kann der Bohrschlupf ebenfalls stark reduziert werden. Dadurch erhöht sich das durch die Kontaktfläche übertragbare Drehmoment. Zusätzlich kann ein direkter Durchtrieb oder eine direkte Zahnradstufe alternativ zum Reibradgetriebe geschaltet werden. Mit diesen Maßnahmen kann der Wirkungsgrad des Getriebes in wichtigen Betriebsbereichen deutlich über das sonst bei Reibradgetrieben mögliche Niveau hinaus angehoben werden.
Description
Die Erfindung betrifft ein stufenloses, ein- oder mehrflutiges Reibradgetriebe mit
gegensinnig angeordneten, kegelartigen Reibrädern (1; 2), die sich direkt oder über
einen zylinderartigen Hohlkörper (3) aufeinander abwälzen. Bei solchen Getrieben
erfolgt die Änderung des Übersetzungsverhältnisses dadurch, daß die Achsen der
Reibräder zueinander mehr oder minder stark gekippt werden, womit sich unterschied
liche Laufkreise ergeben.
Stufenlose Getriebe werden bei Fahrzeugantrieben zukünftig stark an Bedeutung
gewinnen wird. Ein wichtiges Motiv dabei ist eine Verbrauchsreduzierung des Antriebs
systems von Fahrzeugen durch stets optimale Übersetzungsverhältnisse. Der breite
Einsatz wird jedoch durch den relativ schlechten Wirkungsgrad von stufenlosen
Getrieben bislang verhindert oder zumindest erschwert. Reibradgetriebe nach dem
oben erwähnten Prinzip besitzen einen einfachen Aufbau und eine sehr gute Verstell
barkeit. Sie sind als interessante Alternative zu Umschlingungsgetrieben mit Metall
ketten oder Schubgliederbändern zu sehen, da jene hohe Nebenleistungen für die
Regelhydraulik benötigen. Gegenüber Schwenkscheibengetrieben in Volltoroidbau
weise haben sie den Vorteile des wesentlich geringeren Bohrschlupfes und der
Vermeidung von Zwangsschlupf.
Der Verlust bei Reibradgetrieben setzt sich zusammen aus der Lagerreibung, der
Wälzreibung in den Kontaktstellen, dem Umfangsschlupf in den Kontaktstellen, dem
durch Ungenauigkeiten verursachten Zwangsschlupf bei mehrflutigen Getrieben, den
für die Getriebesteuerung und Getriebeverstellung notwendigen Nebenleistungen,
sowie dem Bohrschlupf, der sich aus dem Bohrwälzverhältnis ergibt. Letzterem kommt
besondere Bedeutung zu, da mit dem Ziel hoher Drehmomentleistungen zur
Vermeidung unzulässiger Hertzscher Pressungen stets auch große Kontaktflächen
verbunden sind. Folgende Getriebe mit kegelartigen Reibrädern sind in Patentan
meldungen bekannt geworden.
FR 2131114 A: Das dort gezeigte Getriebe besitzt durch die keilförmigen Rillen zwar
eine relativ geringe Lagerbelastung, jedoch einen sehr hohen Bohrschlupf durch den
großen Kegelwinkel der im Kontakt stehenden Wälzbahnen. Ferner gibt es einen sehr
negativen Einfluß der durch Federpakete erzeugten Anpreßkraft auf die notwendige
Verstellkraft, sowie ein hohes Rückstellmoment in die Mittellage.
US 1354486: Dieses Getriebe für einen Fahrzeugantrieb besitzt kegelartige Reibräder,
wobei der Eingangsreibkegel eine konkave, der Ausgangsreibkegel eine konvexe
Mantellinie hat. Dies bewirkt einen außerordentlich hohen Bohrschlupf in den langen,
verbrauchswirksamen Gängen. Die für die Kraftübertragung notwendige Anpreßkraft
wird durch hand- oder fußbetätigte Hebel erzeugt, was zu einem hohen Risiko der
Getriebezerstörung durch unzureichende Anpreßkräfte führt. Eine Getriebeverstellung
unter Last ist nur mit sehr hohen Schaltkräften möglich.
EP 486191 A1: Hier wird ein Getriebe gezeigt, das praktisch frei von Bohrschlupf ist,
da sich die zugehörigen Kegelspitzen der jeweiligen Wälzbahnen aller drei miteinander
wälzenden Reibräder im Schnittpunkt der Rotationsachsen treffen. Dieses Getriebe
kann unter Last jedoch nicht schnell und nicht im Stillstand verstellt werden, da die
Verstellung durch ein Verschieben des mittleren Reibkegels gegenüber den kleinen
Reibrädern erfolgt. Außerdem führen die vergleichsweise kleinen Durchmesser der
Wälzbahnen zu kleinen Kontaktflächen und damit zu einer geringen Drehmoment
leistung.
Keines dieser Getriebe kommt für einen Einsatz bei Fahrzeugen in Betracht, bei dem
gleichzeitig hohe Drehmomentleistung, gute Verstellbarkeit und hoher Wirkungsgrad
im Vordergrund stehen.
Aufgabe der Erfindung ist es, ein Getriebe zu schaffen, das in wichtigen Betriebs
bereichen und insbesondere auch in den verbrauchswirksamen längeren Gängen
einen maximalen Wirkungsgrad besitzt und das zugleich leistungsstark und hervor
ragend verstellbar ist.
Erfindungsgemäß wird ein ein- oder mehrflutiges Reibradgetriebe mit gegensinnig
angeordneten und sich direkt oder indirekt über eine zylinderartigen Hohlkörper (3)
aufeinander abwälzenden, kegelartigen Reibrädern (1; 2) verwendet. Zur Wirkungs
gradverbesserung ist der Kegelwinkel und damit das Bohrwälzverhältnis der jeweiligen
Wälzbahnen (W1; W2; . . .; Wn) an der Kontaktstelle in wichtigen Betriebsbereichen
gegenüber den anderen Betriebsbereichen vermindert und zwar möglichst an allen in
Kontakt stehenden Reibrädern (1; 2; 3). Im Idealfall sind die jeweiligen Kegelwinkel der
betreffenden Wälzbahnen (W1; W2; . . .; Wn) so bemessen, daß sich die zugehörigen
Kegelspitzen im jeweiligen Schnittpunkt (S) der Reibradachsen treffen (Fig. 1). Damit
wird das Bohrwälzverhältnis gleich Null, d. h. es findet kein Verlust durch Bohrschlupf
statt. In den meisten Fällen dürfte eine gewisse Annäherung an diesen Idealfall
genügen um ausreichend hohe Wirkungsgrade zu erzielen. Besonders wichtig, weil bei
Straßenfahrzeugen durchschlagend im Verbrauch, ist ein verminderter Bohrschlupf in
den längeren Gängen mit einem Übersetzungsverhältnis von: i < Wurzel (R), da dort
die größten Laufzeiten erreicht werden. R ist die Getriebespreizung. Die Breite der
optimierten Wälzbahnen (W1; W2; . . .; Wn) entspricht dabei nur etwa der Breite der
Kontaktfläche (22) bei der für diesen Gang häufigen Drehmomenten. Unter kurzzeitiger
Vollast kann ein geringfügig erhöhter Bohrschlupf durch einen Überstand der Kontakt
fläche (22) über die optimierte Wälzbahn hinaus in Kauf genommen werden. Auf diese
Weise ist der zusätzlich notwendige Bauraum in axialer Richtung gering.
In einer weiteren Ausgestaltung wird die Übersetzung, die durch die Motordrehzahl mit
dem geringsten Verbrauch bzw. mit dem vollen Drehmoment und der zulässigen inner
örtlichen Höchstgeschwindigkeit definiert ist, ebenfalls nach dem gleichen geome
trischen Prinzip mit einem besonders geringen Bohrschlupf ausgestattet. Darüber
hinaus können weitere Übersetzungen, die im Betrieb des jeweiligen Fahrzeuges, z. B.
eines Kommunalfahrzeuges, wichtig sind, in der gleichen Weise optimiert werden
(Fig. 2, 3). Möglich ist auf diese Art auch ein stufenloses Getriebe, das in viele Bereiche
mit minimiertem Bohrschlupf aufgeteilt ist, zwischen denen Bereiche mit höherem
Bohrschlupf liegen, die vorwiegend lediglich zum Schalten unter Last durchfahren
werden (Fig. 4). Dieses Getriebe wird dann ähnlich wie ein gestuftes Getriebe betrieben
und hat den Vorteil der sehr geringen Teilezahl und -kosten.
Als weitere Möglichkeit zur Reduzierung der Verluste wird vorgeschlagen, die Wälz
bahnen (W1; W2; . . .; Wn) eines oder mehrerer wichtiger Betriebsbereiche mit einer
gewellten oder gezahnten Oberflächenstruktur zu versehen, die eine formschlüssige
Kraftübertragung zwischen den Reibrädern (1; 2) und ggf. dem zylindrischen Hohlkörper
(3) zuläßt (Fig. 5-7). In einem genügend breiten Übergangsbereiche (23) steigen die
Wellzähne (20) oder Zähne aus der glatten Wälzfläche der übrigen Betriebsbereiche
zunehmend auf oder sind zunehmend eingeformt, so daß beim Einwandern der
Kontaktfläche (22) in den Übergangsbereich (23) eine Synchronisation zwischen
antreibendem und getriebenem Reibrad eintritt. Genügend breit ist der Übergangs
bereich (23) dann, wenn die in voller Höhe ausgebildeten Wellzähne (20) oder Zähne
erst dann miteinander kämmen, wenn die Kontaktfläche (22) den ausschließlich
kraftschlüssige Bereich verlassen hat und die Synchronisation stattgefunden hat. Liegt
die Kontaktfläche (22) dann voll in der gewellten oder gezahnten Wälzbahn (Ww), also
im formschlüssigen Bereich (21), kann der Anpreßdruck stark und in der Regel um
mehr als die Hälfte reduziert werden. Dies reduziert die Lagerbelastung und die
Lagerreibung, sowie die Wälzreibung an der Kontaktfläche (22) soweit, daß fast der
gleiche Wirkungsgrad wie bei einer Stirnradstufe erreicht wird. Die Wellzähne (20)
oder die Zähne sollten klein und möglichst unter 1,5 mm hoch sein, da sonst der
Übergangsbereich (23) und der notwendige Kippwinkel zu groß werden. Dies würde
das Getriebe unnötig vergrößern. Besonders günstig ist der Einsatz dieser Technik im
kürzesten Gang wegen der Lastspitzen beim Anfahren, bzw. im für den Verbrauch
wichtigsten Gang wegen des maximalen Wirkungsgrades. Speziell bei Lkw bietet sich,
wegen der definierten Höchstgeschwindigkeit, auch der längste Gang als auf diese
Weise formschlüssig und hocheffizient gemachte Übersetzung an. Herstellungs
technisch günstig sind solche Verzahnungen am Ende der Kegelkörper.
Zusätzlich oder alternativ wird erfindungsgemäß vorgesehen, das kraftschlüssige
Reibradgetriebe im für den Gesamtverbrauch wichtigsten Gang durch einen schalt
baren direkten Durchtrieb (12) oder eine schaltbare, direkt auf das Differential (10)
wirkende Zahnradstufe (11) zu umgehen (Fig. 8, 10,11). Ein solcher direkter Durchtrieb
(12) und auch die formschlüssige Zahnradstufe (11) weisen natürlich noch geringere
Verluste auf, als ein kraftschlüssiges Getriebe. Das Schalten dieses direkten Ganges
erfolgt durch eine Kupplung (17) in Klauen oder Reibflächenausführung, die den
direkten Gang oder die Zahnradstufe (11) in Eingriff mit der Eingangswelle (4) bringt.
Zum Schalten ist keine Synchronisierung erforderlich und es kann auch unter Last
erfolgen, da die Drehzahlunterschiede durch ein exaktes Einstellen des Reibrad
getriebes auf die Übersetzung des direkten Ganges auf annähernd Null gebracht
werden können. Sobald der direkte Gang gegriffen hat, wird das Reibradgetriebe durch
eine weitgehende Reduzierung der Anpreßkräfte entlastet und umgekehrt. Es ist
sinnvoll, den Schaltvorgang automatisch und elektronisch überwacht durchzuführen.
Nimmt man bestimmte negative Rückwirkungen auf die Getriebegröße, auf die
Getriebespreizung oder auf die Getriebeleistung in Kauf, ist auch möglich, das
Eingangsreibrad (1) deutlich kleiner als das Ausgangsreibrad (2) zu machen, so daß
eine Zwischenstufe zur Erzielung der notwendigen Achsübersetzung nicht notwendig
ist. Dann wirkt das auf der Ausgangswelle (5) angebrachte Zahnrad direkt auf das
Differential (10). Im Frontquereinbau muß dieses in der direkten Stufe aus Gründen
des Drehsinnes und der Platzverhältnisse über ein Kettengetriebe oder ober ein
Zwischenzahnrad von der Eingangswelle (4) angetrieben werden. Der Gesamt
wirkungsgrad steigt bei dieser Lösung nochmals an.
Zur Drehrichtungsumkehr wird erfindungsgemäß ein Planetengetriebe (13) innerhalb
des Kegelkörpers des Ausgangsreibrades (2) angeordnet (Fig. 8). Das Sonnenrad (14)
des Planetengetriebes (13) ist fest mit dem Getriebegehäuse (8) verbunden, der
Planetenträger (15) dreht bei geöffneter Lamellenkupplung (30) frei oder er ist bei
geschlossener Lamellenkupplung mit dem Ausgangsreibrad (2) verbunden. Das
Hohlrad (16) ist direkt mit der Ausgangswelle (5) verbunden und kann über eine zweite
Lamellenkupplung (30) mit dem Ausgangsreibrad (2) verbunden werden. Diese
Integration des Umkehrgetriebes spart Bauraum in axialer Richtung, was durch die
längeren Reibkegel sowohl eine höhere Drehmomentleistung als auch durch den
kleineren Kegelwinkel einen geringeren Bohrschlupf bewirkt.
Die zur Getriebesteuerung und zur Getriebeverstellung notwendigen Nebenleistungen
werden erfindungsgemäß dadurch minimiert, daß die Lagerung des kippbaren Reib
rades in einem Verstellrahmen (6) erfolgt, der gegenüber dem Getriebegehäuse (8) mit
mehreren wälzenden Stützlagern (7) gelagert ist, die der Abwälzbewegung der beiden
Reibräder (1; 2) in ihrer zweiten Hauptebene möglichst exakt auf einer zykloidenartigen
Bewegungsbahn folgen. Durch die Verwendung von optimierten Übersetzungs
bereichen mit geringerem Kegelwinkel ergeben sich Mantellinien für die Laufflächen
der Reibräder, die nicht einer bestimmten Kreisbahn, sondern Kurven mit unterschied
lichen Radien entsprechen. Erfindungsgemäß entsprechen die Wälzkörperlaufbahnen
(19) der Stützlager (7) möglichst exakt der sich bei einem Abwälzen der Reibräder
(1; 2; 3) aufeinander in ihrer zweiten Hauptebene ergebenden, zykloidenartigen
Bewegung. Dadurch treten bei der Getriebeverstellung praktisch nur Wälzbewegungen
auf, die trotz der hohen Lagerbelastung nur geringe Verstellkräfte erfordern. Es gibt
abgesehen von dieser Wälzreibung keinen Einfluß der Anpreßkraft auf die Getriebe
verstellung und umgekehrt. Eine solche Stützlagergestaltung ist auch möglich, bei
unterschiedlicher Krümmung und veränderlichen Kegelwinkeln, d. h. wenn sich die
Wälzebene und die Bezugskoordinaten der Stützlager (7) zur Wälzebene ändern.
Dabei sollte der Übergangsbereich (23) von einem Kegelwinkel auf den anderen stetig
erfolgen und nicht zu schmal sein, um zu kleine Wälzradien auf den Laufbahnen 19 der
Stützlager zu vermeiden. Werden mehrere Übersetzungsbereiche in Bezug auf den
Bohrschlupf optimiert, können sich Laufbahnen 19 mit mehreren Wendepunkten
ergeben. In diesem Fall muß der Wälzkörperdurchmesser relativ klein sein, um der
Bahn stets folgen zu können. Es ist dann sinnvoll, die Stützkraft auf mehrere Wälz
körper zu verteilen. Die Laufbahnen 19 der Stützlager sind in ihrer Grobform bei einer
Position oberhalb der Wälzebene der Reibräder konvex und unterhalb konkav.
Oberhalb bedeutet hier: auf der Seite des kippbaren Reibrades. Zur Führung und
exakten Positionierung sind die Wälzkörper mit Führungszähnen 24 versehen, die in
entsprechende Aussparungen der Laufbahnen 19 greifen.
Wegen den mitunter stark unterschiedlichen Kegelwinkeln ist eine axiale Aufbringung
der zur Kraftübertragung notwendigen Anpreßkraft mittels Keilwälzmechanismen nicht
oder nur eingeschränkt möglich. Die Anpreßkraft wird daher mechanisch, hydraulisch
oder elektromechanisch erzeugt und mehr oder minder senkrecht zur mittleren Wälz
ebene auf die Stützlager (7) des Verstellrahmens (6) aufgebracht (Fig. 9). Da nur die
Elastizitäten des möglichst steif ausgeführten Getriebegehäuses (8) und der ebenfalls
sehr steifen Reibräder (1; 2; ) auszugleichen sind, ergeben sich außergewöhnlich kurze
Spannwege. Dies ist eine ideale Voraussetzung für elektromechanische Aktuatoren
(18) mit geringstem Energiebedarf und kürzester Reaktionszeit. Sie werden von einer
Regel- und Steuerelektronik, die vorzugsweise in das elektronische Motormanagement
eingebunden ist, angesteuert.
Bei mehrflutigen Ausführungen (Fig. 11) mit einem gemeinsamen Eingangsreibrad (1)
und zwei oder mehr Ausgangsreibrädern (2; 2') wird erfindungsgemäß vorgeschlagen,
eine Feinverstellung der einzelnen Getriebestränge mit dem Ziel vorzunehmen, die
gleiche Leistung durch die einzelnen Getriebestränge fließen zu lassen. Dazu werden
die durch die Drehmomentübertragung erzeugten Belastungskomponenten der
Stützlager (7) beider Ausgangsreibräder (2; 2') hochgenau erfaßt und miteinander
verglichen. Unterschiedlich belastete Ausgangsreibräder werden so feinverstellt, daß
sie die gleiche Belastung ausfweisen. Dazu wird das Übersetzungsverhältnis des
stärker belasteten Getriebeteiles etwas erhöht wird oder die des geringer belasteten
Getriebeteiles etwas erniedrigt wird. Bei mehreren Eingangsrädern und einem
Ausgangsrad gilt Entsprechendes. Bei einem zweiflutigen Getriebe kann die Leistungs
verzweigung, bzw. die Leistungszusammenfassung auch über ein Differential oder ein
Additionsgetriebe erfolgen. Eine elektronisch geregelte Feinverstellung ist dann nicht
notwendig.
Mit diesen preiswerten Maßnahmen wird ein stufenloses Reibradgetriebe geschaffen,
das entscheidende Vorteile gegenüber bekannten Getrieben besitzt. Es verbindet hohe
Drehmomentleistung mit hohem Wirkungsgrad speziell in wichtigen Betriebsbereichen
(Fig. 6) bei bester Verstelldynamik und erfüllt damit die drei wichtigsten Forderungen,
die bei modernen Fahrzeuggetrieben bestehen.
Im folgenden wird die Erfindung anhand von Zeichnungen und eines Ausführungs
beispieles näher erläutert, dabei gehen weitere erfindungswesentliche Merkmale aus
der Beschreibung und den Zeichnungen hervor.
Es zeigen:
Fig. 1 die geometrische Grundbedingung für ein Wälzen ohne Bohrschlupf,
Fig. 2 kegelartige Reibräder mit reduziertem Bohrschlupf in drei verschiedenen
Betriebsbereichen,
Fig. 3 kegelartige Reibräder mit reduziertem Bohrschlupf in drei verschiedenen
Betriebsbereichen und mit einem zwischen beiden laufenden,
zylinderartigen Hohlkörper
Fig. 4 Kegelreibräder, die mehrere Bereiche mit geringem Bohrschlupf aufweisen,
Fig. 5 Querschnitt durch eine gewellte Wälzbahn,
Fig. 6 Längsschnitt durch den Übergangsbereich und eine gewellte Wälzbahn,
Fig. 7 ein Ausführungsbeispiel für den Einsatz bei frontgetrieben Pkw mit stark ver
mindertem Bohrschlupf in den kürzesten und in den längsten Gängen sowie
einer direkten Zahnradstufe auf das Differential und einem ins Ausgangs
reibrad integrierten Planetengetriebe für die Drehrichtungsumkehr,
Fig. 8 die qualitative Darstellung des Getriebewirkungsgrades über den
Übersetzungsbereich bei einem Getriebe, das im Anfahrgang einen durch
Wellverzahnung optimierten Betriebsbereich hat, das einen im längsten
Gang durch Bohrschlupfreduzierung optimierten Betriebsbereich hat und
das einen durch und das im verbrauchswirksamsten Übersetzungsverhältnis
zusätzlich einen schaltbaren, direkten Antrieb auf das Differential besitzt,
Fig. 9 die wälzenden Stützlager des Verstellrahmens, die der Wälzbewegung der
beiden Reibräder bei Verstellung in der zweiten Hauptebene exakt folgen,
mit dem zur Erzeugung der Anpreßkraft notwendigen elektromechanischen
Aktuator,
Fig. 10 die Anordnung und das Zusammenspiel der Zahnradstufen des Beispieles
von Fig. 7, dargestellt durch ihre Teilkreise,
Fig. 11 ein Getriebe mit schräg angeordneten Kegelreibrädern und einer
direkten Zahnradstufe auf die Kardanwelle in schematischer Darstellung und
mit Schnitt durch die Kegelzahnräder,
Fig. 12 ein zweiflutiges Reibradgetriebe mit schaltbarem, direkten Durchtrieb in
schematischer Darstellung.
In den Fig. 8, 9 und 10 ist das erste Ausführungsbeispiel gezeigt. Es handelt sich um
ein Getriebe mit zwei kegelartigen Reibräder 1; 2, die in den kleinsten und in den
größten Übersetzungen stark verminderte Kegelwinkel und Bohrschlupf aufweisen. Das
Getriebe besitzt zusätzlich eine schaltbare Zahnradstufe 11, die die Leistung vom
Motor auf das Differential unter Umgehung des Reibradgetriebes überträgt. Das
Übersetzungsverhältnis dieser Zahnradstufe 11 liegt in dem für einen günstigen
Gesamtverbrauch im Stadtverkehr wichtigsten Übersetzungsbereich. Außerdem hat
dieses Getriebe ein in das Ausgangsreibrad 2 integriertes Planetengetriebe 13 zur
Schaltung eines Rückwärtsganges. Die Eingangswelle 4 trägt ein Klauenrad, das durch
eine Schiebemuffe 25 mit einem mit der Zahnradstufe 11 kämmenden Stirnrad 27 in
Eingriff gebracht werden kann. Die Eingangswelle 4 ist in zwei Kugellagern im
Getriebegehäuse 8 gelagert und treibt über eine hohle Ausgleichswelle 31 mit
homokinetischen Gelenken das Eingangsreibrad 1. Dieses ist in einem kippbaren
Verstellrahmen 6 gelagert, welcher über sechs Stützlager 7 gegenüber dem Getriebe
gehäuse 8 gelagert ist. Die Laufbahnen 19 der Stützlager 7 sind so ausgebildet, daß
der Verstellrahmen 6 exakt der sich aus der Form der Reibräder 1; 2 beim Abwälzen in
der zweiten Hauptebene ergebenden Bewegungsbahn folgt. Der Verstellrahmen 6 wird
durch eine Schubstange verstellt, die in der Zeichnung nicht dargestellt ist. Das
getriebene Ausgangsreibrad 2 ist über kräftig dimensionierte Wälzlager im Getriebe
gehäuse 8 gelagert. Es treibt über die beiden Lamellenkupplungen 30 entweder das
Hohlrad 16 oder den Planetenträger 15 des Planetengetriebes 13. Das Sonnenrad 14
dieses Planetengetriebes 13 ist in eine Achse eingeformt und drehfest mit dem
Getriebegehäuse 8 verbunden. Das Kuppeln des Ausgangsreibrades 2 mit dem
Hohlrad 16 bedeutet einen gleichsinnigen, das Kuppeln mit dem Planetenträger 15
bedeutet den gegensinnigen Antrieb der Ausgangswelle 5. Die Ausgangswelle 5 trägt
das Ausgangszahnrad 28 des Reibradgetriebes und treibt die Zahnradstufe 11 an. Das
Eingangsrad dieser Zahnradstufe 11 ist innen- und außenverzahnt um sowohl mit dem
Reibradgetriebe als auch mit dem direkten Antrieb kämmen zu können. Das Ausgangs
zahnrad 29 der Zahnradstufe 11 treibt das Differential 10. Die Wälzlager sind durch
Dichtungen gegen das Traktionsfluid abgeschirmt. Die Anpreßkraft wird durch
Aktuatoren 18 erzeugt, die die gehäuseseitige Lagerschale der Stützlager 7 beauf
schlagen. Die Position der Stützlager 7 ist durch einen Kreis mit Kreuz gekennzeichnet.
Dargestellt ist in Fig. 8 nur ein Stützlager. Die beiden Stützlager, die sich nahe der
Wälzebene befinden, sind lediglich Führungslager (Fig. 9) mit etwa vertikal zur
Wälzebene ausgerichtetem Führungsweg. Die anderen Stützlager sind zuspannende
Lager. Eines davon ist in Fig. 9 dargestellt. Es folgt der sich aus dem Abwälzen der
beiden Reibräder 1, 2 in Ihrer zweiten Hauptebene ergebenden Bewegungsbahn. Dazu
sind die Laufbahnen 19 der Stützlager entsprechend konvex ausgebildet. Zur besseren
Führung und exakten Positionierung ist der zylindrische Wälzkörper endseitig mit
Führungszähnen 24 versehen, die in entsprechende Aussparungen der Lagerschalen
greifen. Bei einem Kippwinkel der Reibräder von ca. +/- 5° ergeben sich bei einem
Reibraddurchmesser von etwa 200 mm in der gezeichneten Position Relativwege
zwischen 20 und 30 mm. Der Wälzkörperdurchmesser ist etwas kleiner als der
Relativweg. Die Fig. 10 zeigt die Anordnung und das Zusammenspiel der Zahnräder.
Es ist zu erkennen, daß durch diese zusätzliche Zahnradstufe 11 Übersetzungs- und
Lageanpassungen der Achswellen gegenüber dem Motor in weiten Grenzen möglich
sind.
Das zweite Ausführungsbeispiel in Fig. 11 zeigt die an der Kraftübertragung beteiligten
Bauteile eines Getriebes mit schräg zum übrigen Antriebsstrang angeordneten
kegelartigen Reibrädern und mit einer direkt schaltbaren Zahnstufe. Diese Anordnung
erlaubt speziell bei Fahrgestellen mit Längsträgern besonders große Reibräder und
Drehmomente. Die Antriebswelle 4 ist zweigeteilt. Beide Teile sind mit einem Kardan
gelenk oder einem Gleichlaufgelenk 32 verbunden. Der erste Teil rotiert um die gleiche
Achse wie der Motor, der zweite Teil rotiert schräg dazu und etwa um die Mittelachse
des Eingangsreibrades 1. Die Antriebswelle 4 überträgt das Drehmoment über ein
Gleichlaufgelenk 32 auf eine hohle Ausgleichswelle 31. Dieses überträgt das Dreh
moment über ein weiteres Gleichlaufgelenk 32 auf das Eingangsreibrad 1. Diese
beiden Gleichlaufgelenke 32 sind in Fig. 11 nicht dargestellt, entsprechen aber den in
Fig. 8 gezeigten. Auf dem das Eingangsreibrad 1 durchdringenden Teil der Eingangs
welle 4 sitzt frei drehbar das Eingangszahnrad 34, das über eine Lamellenkupplung 30
mit der Eingangswelle 4 drehfest verbunden werden kann. Dieses Zahnrad kämmt mit
der Außenverzahnung des doppelten Kegelzahnrades 33. Das Ausgangsreibrad 2
treibt das Ausgangszahnrad 28 an, welches in die Innenverzahnung des doppelten
Kegelzahnrades 33 eingreift. Das doppelte Kegelzahnrad 33 sitzt auf der Kardanwelle
9.
Die Fig. 12 zeigt als drittes Ausführungsbeispiel ein zweiflutigen Getriebe mit den an
der Kraftübertragung beteiligten Bauteilen und mit direktem Durchtrieb 12. Das
Eingangsreibrad 1 treibt zwei Ausgangsreibräder 2, 2', deren Drehmomente über die
Eingangszahnräder 34 und das Sammelstimrad 35 auf die Ausgangswelle 5 über
tragen werden. Die beiden Ausgangsreibräder 2, 2' sind kippbar und jeweils für sich
feinverstellbar. Eine gleichmäßige Kraftverteilung auf beide Ausgangsreibräder wird
durch eine exakte Messung der durch die Drehmomentübertragung erzeugten
Belastungskomponente beider Ausgangsreibräder und eine entsprechende gering
fügige Anpassung der Übersetzungsverhältnisse auf Gleichbelastung erreicht. Diesen
Regelprozeß übernimmt eine Meß- und Steuerelektronik. Das Schalten des direkten
Durchtriebes 12 erfolgt durch eine kraftschlüssige Kupplung 17, die das
Sammelstirnrad 35 mit der Eingangswelle 4 verbindet.
1
Eingangsreibrad
2
Ausgangsreibrad
3
Zylinderartiger Hohlkörper
4
Eingangswelle
5
Ausgangswelle
6
Verstellrahmen
7
Stützlager
8
Getriebegehäuse
9
Kardanwelle
10
Differential
11
Zahnradstufe
12
Direkter Durchtrieb
13
Planetengetriebe
14
Sonnenrad
15
Planetenträger
16
Hohlrad
17
Kupplung
18
Aktuator
19
Laufbahnen der Stützlager
20
Wellzähne
21
Formschlüssiger Bereich
22
Kontaktfläche
23
Übergangsbereich
24
Führungszähne
25
Schiebemuffe
26
Planetenrad
27
Stirnrad
28
Ausgangszahnrad des Reibrades
29
Ausgangszahnrad der Zahnradstufe
30
Lamellenkupplung
31
Ausgleichswelle
32
Gleichlaufgelenk
33
doppeltes Kegelzahnrad
34
Eingangszahnrad
35
Sammelstirnrad
W1, W2, . . . Wn Wälzbahnen
Ww gewellte oder gezahnte Wälzbahn
S Schnittpunkt der Reibradachsen
W1, W2, . . . Wn Wälzbahnen
Ww gewellte oder gezahnte Wälzbahn
S Schnittpunkt der Reibradachsen
Claims (10)
1. Stufenloses, ein- oder mehrflutiges Reibradgetriebe mit gegensinnig angeord
neten, kegelartigen Reibrädern (1; 2), die sich direkt oder über einen zylinderartigen
Hohlkörper (3) aufeinander abwälzen und bei dem die Änderung des Übersetzungs
verhältnisses dadurch erfolgt, daß die Achsen der Reibräder (1; 2) zueinander mehr
oder minder stark gekippt werden und sich unter verschiedenen Winkeln schneiden,
dadurch gekennzeichnet, daß das Bohrwälzverhältnis in für den Gesamtverbrauch
wichtigen Betriebsbereichen kleiner ist als in den anderen Betriebsbereichen indem der
Kegelwinkel der jeweiligen Wälzbahnen (W1; W2; . . .; Wn) geringer ist als bei den
übrigen Wälzbahnen.
2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Kegelwinkel der
jeweiligen Wälzbahnen (W1; W2; . . .; Wn) der wichtigen Betriebsbereiche so bemessen
sind, daß die zugehörigen Kegelspitzen im jeweiligen Schnittpunkt (S) der
Reibradachsen liegen (Fig. 1).
3. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß im für den
Verbrauch auf Autobahnen wichtigsten Übersetzungsbereich und/oder in einer
bestimmten, durch den geringsten Verbrauch des Motors bei eine Fahrzeug
geschwindigkeit von etwa 50 km/h vorgegebenen Übersetzung ein besonders geringer
Bohrschlupf durch ein an diesen Wälzbahnen (W1; W2; . . .; W4) besonders geringen
Kegelwinkel gegeben ist.
4. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß mehr
als zwei Betriebsbereiche Wälzbahnen (W1; W2; . . .; W4) mit besonders geringem
Kegelwinkel und Bohrschlupf aufweisen (Fig. 2-4).
5. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die
kegelstumpfförmigen Wälzbahnen (W1; W2; . . .; W4) eines oder mehrerer Betriebs
bereiche mit auf null reduziertem Bohrschlupf mit einer gewellten oder gezahnten
Oberflächenstruktur versehen sind, die zur formschlüssigen Kraftübertragung zwischen
den Reibrädern (1; 2) bzw. des zylinderartigen Hohlkörpers (3) geeignet sind, wobei
die Wellzähne (20) im Übergangsbereich (23) sanft aus der glatten Wälzfläche der
übrigen Betriebsbereiche aufsteigen bzw. zunehmend eingeformt sind und wobei die
Wellzahnhöhe, bzw. die Zahnhöhe gering ist und vorzugsweise unter 3% des
Durchmessers der jeweiligen Wälzbahn liegt (Fig. 5-7).
6. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die
Lagerung des kippbaren Reibrades in einem Verstellrahmen (6) erfolgt, der gegenüber
dem Getriebegehäuse (8) in wälzenden Stützlagern (7) gelagert ist, die der Abwälz
bewegung der beiden, hinsichtlich des Bohrschlupfes optimierten Reibräder (1; 2) in
ihrer zweiten Hauptebene möglichst exakt auf einer entsprechenden zykloidenartigen
Bewegungsbahn folgen (Fig. 8, 9).
7. Getriebe mit gegensinnig angeordneten, kegelartigen Reibrädern (1; 2), die sich
direkt oder über einen zylinderartigen Hohlkörper (3) aufeinander abwälzen und bei
dem die Änderung des Übersetzungsverhältnisses dadurch erfolgt, daß die Achsen der
Reibräder zueinander mehr oder minder stark gekippt werden und sich unter
verschiedenen Winkeln schneiden oder Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6
dadurch gekennzeichnet, daß ein direkter Durchtrieb (12) zur Kardanwelle (9)
(Fig. 11) durch eine Kupplung (17) schaltbar ist, oder daß eine auf das Differential (10)
wirkende Zahnradstufe (11) alternativ zum stufenlosen Reibradgetriebe schaltbar ist
(Fig. 8), oder daß die Eingangswelle (4) über ein schaltbares Zahnradgetriebe mit der
Kardanwelle (9) verbunden werden kann, indem die Eingangswelle (4) durch eine
Kupplung, z. B. eine Lamellenkupplung (30) mit dem Eingangszahnrad (34) der als
doppeltes Kegelzahnrad (33) ausgebildeten Zahnradstufe (11) verbunden wird
(Fig. 10), und daß diese direkte Zahnradstufe (11) vorzugsweise das für den
Gesamtverbrauch wichtigste Übersetzungsverhältnis aufweist.
8. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß zum Schalten des
direkten Durchtriebes (12) oder der Zahnradstufe (11) die Übersetzung des stufenlosen
Reibradgetriebes auf die gleiche Übersetzung eingestellt wird und daß der Kuppelvor
gang ohne nennenswerten Drehzahlunterschied erfolgt und daß vorzugsweise nach
erfolgtem Kuppeln des direkten Durchtriebes (12) oder der Zahnradstufe (11) die
Anpreßkraft der beiden Reibräder (1; 2) gegeneinander weitgehend zurückgenommen
wird.
9. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß ein
schaltbares Planetengetriebe (13) zur Drehrichtungsumkehr im kegelartigen
Ausgangsreibrad (2) integriert ist (Fig. 8).
10. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß bei
mehrflutigen Getrieben die Reaktionskräfte der Stützlager (7) der einzelnen Getriebe
stränge durch Kraftsensoren und eine Meß- und Steuerelektronik genau erfaßt wird
und jeder einzelne Getriebestrang jeweils für sich so feinverstellt wird, daß sich eine
gleiche Lagerbelastung aller Getriebestränge ergibt, indem das Übersetzungs
verhältnis des stärker belasteten Getriebeteiles erhöht wird oder die des geringer
belasteten Getriebeteiles erniedrigt wird.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE1999111297 DE19911297A1 (de) | 1999-03-13 | 1999-03-13 | Stufenloses Reibradgetriebe mit hohem Wirkungsgrad |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE1999111297 DE19911297A1 (de) | 1999-03-13 | 1999-03-13 | Stufenloses Reibradgetriebe mit hohem Wirkungsgrad |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
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DE19911297A1 true DE19911297A1 (de) | 2000-09-14 |
Family
ID=7900910
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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DE1999111297 Withdrawn DE19911297A1 (de) | 1999-03-13 | 1999-03-13 | Stufenloses Reibradgetriebe mit hohem Wirkungsgrad |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
DE (1) | DE19911297A1 (de) |
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP1253350A2 (de) | 2001-04-28 | 2002-10-30 | DaimlerChrysler AG | Wechselgetriebe-Anordnung mit einem stufenlosen Toroidgetriebe und einem Planetenräder-Summengetriebe |
WO2005019701A1 (de) * | 2003-08-20 | 2005-03-03 | Ulrich Rohs | Stufenlos einstellbares getriebe |
CN102635671A (zh) * | 2003-08-20 | 2012-08-15 | 乌尔里克·罗斯 | 无级变速传动装置 |
-
1999
- 1999-03-13 DE DE1999111297 patent/DE19911297A1/de not_active Withdrawn
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US6726590B2 (en) | 2001-04-28 | 2004-04-27 | Daimlerchrysler Ag | Speed change transmission arrangement including a continuously variable toroidal transmission |
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