DE3519403A1 - Stufenlos verstellbares getriebe - Google Patents
Stufenlos verstellbares getriebeInfo
- Publication number
- DE3519403A1 DE3519403A1 DE19853519403 DE3519403A DE3519403A1 DE 3519403 A1 DE3519403 A1 DE 3519403A1 DE 19853519403 DE19853519403 DE 19853519403 DE 3519403 A DE3519403 A DE 3519403A DE 3519403 A1 DE3519403 A1 DE 3519403A1
- Authority
- DE
- Germany
- Prior art keywords
- transmission
- output
- gear
- rotation
- thrust bearing
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Withdrawn
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
- F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
- F16H37/021—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings toothed gearing combined with continuous variable friction gearing
- F16H37/022—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings toothed gearing combined with continuous variable friction gearing the toothed gearing having orbital motion
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H15/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members
- F16H15/02—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members without members having orbital motion
- F16H15/04—Gearings providing a continuous range of gear ratios
- F16H15/06—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B
- F16H15/32—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line
- F16H15/36—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface
- F16H15/38—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface with two members B having hollow toroid surfaces opposite to each other, the member or members A being adjustably mounted between the surfaces
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
- F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
- F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
- F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
- F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
- F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
- F16H37/086—CVT using two coaxial friction members cooperating with at least one intermediate friction member
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Friction Gearing (AREA)
- Transmission Devices (AREA)
Description
Die Erfindung betrifft ein stufenlos verstellbares Getriebe nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1,
Ein derartiges Getriebe kann beispielsweise als Automatikgetriebe
zur Drehmomentübertragung zwischen dem Antriebsmotor eines Kraftfahrzeugs und den Antriebsrädern
Anwendung finden.
Der Arbeitsbereich eines solchen Getriebes läßt sich deutlich in zwei verschiedene Betriebsbereiche unterteilen.
Derartige Getriebe weisen im wesentlichen zwei Ilauptbaugruppen auf: nämlich eine erste Hauptbaugruppe f die
nachstehend als Stellgruppe bezeichnet wird und deren Verstellung das übersetzungsverhältnis des Getriebes verändert,
und eine zweite Hauptbaugruppe f die gewöhnlich zwischen der
Stellgruppe und dem Ausgang des Getriebes angeordnet ist. Diese zweite Hauptbaugruppe weist Getriebeglieder auf und
ist in zwei verschiedene Kombinationen schaltbar, derart, daß das Getriebe im einen Betriebsbereich oder im anderen
Betriebsbereich arbeitet.
Die wesentliche Arbeitsweise eines solchen Getriebes wird nachstehend kurz erläutert. Zunächst sei angenommen,
daß der Eingang des Getriebes vom Antriebsmotor mit konstanter
Drehzahl angetrieben wird und daß das Getriebe im ersten Betriebsbereich arbeitet, wobei die Stellgruppe in
ihre eine Extremstellung eingestellt ist. Der Getriebeausgang bzw, das letzte Getriebeglied läuft nun typischerweise
in der Rückwärtsdrehrichtung um. Wird nun die Einstellung
der Stellgruppe fortschreitend so verändert, daß sie sich der anderen Extremstellung nähert, nimmt die Drehzahl
des Getriebeabtriebglieds fortschreitend ab, bis noch vor dem Erreichen der anderen Extremstellung ein Einstellpunkt
erreicht ist, an welchem die Drehzahl des Abtriebsglieds Null ist. Die Getriebseinstellung, in welcher dieser
Zustand auftritt, kann als "Getriebelehrlaufzustand" bezeichnet werden. Wenn die Einstellung der Stellgruppe dann
weiter zur anderen Extremstellung hin verändert wird, beginnt das Abtriebsglied sich mit zunehmender Drehzahl
in der Vorwärtsdrehrichtung zu drehen. Wenn dann nach
Erreichen der anderen Extremstellung die zweite Hauptbaugruppe des Getriebes vom ersten, dem ersten Betriebsbereich
des Getriebes zugeordneten Betriebszustand auf den zweiten, dem zweiten Betriebsbereich des Getriebes zugeordneten
Betriebszustand umgeschaltet wird und die Einstellung der Stellgruppe fortschreitend in Richtung zur ersten Extremstellung
hin zurückverändert wird, bleibt das Abtriebsglied im Vorwärtsdrehzustand und steigert seine Drehzahl
stetig bis zum Erreichen der maximalen Vorwärtsdrehzahl,
Ein derartiges Getriebe ist beispielsweise in der GB-PS 1 078 791 dargestellt, wobei das Stellorgan der
Toroidlaufring-Reibradbauart angehört und mindestens eine
Eingangsscheibe aufweist, die vom Antriebsmotor in Drehung versetzt wird und eine auf ihrer einen Stirnseite gebildete
Toroidlaufbahn aufweist«, Der Ausgang des Stellorgans weist eine dazu koaxiale Ausgangsscheibe auf, die eine der
Toroidlaufbahn der Eingangsscheibe entsprechende und dieser zugewandte Toroidlaufbahn aufweist, wobei diese beiden
Toroidlaufbahnflächen Teile der Oberfläche eines gemeinsamen gedachten Torus bilden, Die Drehmomentübertragung von der
Eingangsscheibe zur Ausgangsscheibe erfolgt mittels einer
Gruppe von Reibrollen, die jeweils mit beiden Toroidlaufbahnen reibschlüssig zusammenwirken und so angeordnet sind,
daß ihr Durchmesser etwa tangential zum Mittellinienkreis des Torus verläuft, und wobei die Drehachse jeder Rolle
die gemeinsame Drehachse der beiden Scheiben schneidet. Durch Veränderung der Einstellung der Rollen derart, daß
ihre Durchmesser zwar tangential zum Mittellinienkreis des Torus bleiben, aber der Schnittpunkt ihrer Drehachse mit
der gemeinsamen Drehachse der beiden Scheiben sich entlang der Scheibendrehachse an eine andere Stelle verschiebt, wird
das Verhältnis der Drehzahlen von Eingangsscheibe und Ausgangsscheibe und damit das übersetzungsverhältnis des
Getriebes als ganzes verändert,
Die Erfindung bezieht sich insbesondere auf ein Getriebe der eben erläuterten Gattung, das in zwei Betriebsbereichen
arbeitet und bei welchem die Stellgruppe der Toroidlaufbahn-Reibrad-Bauart
angehört. Dabei bezieht sich die Erfindung besonders auf ein derartiges Getriebe, bei welchem die
Stellgruppe nicht "doppelseitig" ist, d.h. bei weichein nicht zwei Eingangsscheiben mit einer dazwischen angeordneten
einzigen Ausgangsscheibe zusammenwirken, wie dies in der GB-PS 1 078 791 dargestellt ist, sondern bei welchem das
Stellorgan vielmehr "einseitig" ist, also eine Ausgangsscheibe und nur eine einzige Eingangsscheibe aufweist,
wie dies beispielsweise in der GB-A-21 22 289 dargestellt
ist. Eine solche einseitige Stellgruppe hat gegenüber einer doppelseitigen Stellgrüppe natürlich den Vorteil,
daß weniger Bauteile erforderlich sind, jedoch tritt hier in der Praxis das Problem auf f daß sich die Aufnahme des
notwendigen Axialschubes zum axialen Gegeneinanderdrücken
von Eingangsscheibe und Ausgangsscheibe schwierig gestaltet,
um den notwendigen Reibschluß mit den Rollen herzustellen, damit diese das Drehmoment entsprechend von der Eingangsscheibe zur Ausgangsscheibe übertragen können. Bei einer
einseitigen Reibrad-Stellgruppe wirkt die Kraftquelle zur Erzeugung dieses notwendigen Axialschubes gewöhnlich auf die
Eingangsscheibe, während die Ausgangsscheibe mittels eines Drucklagers abgestützt ist, das seinerseits fest mit der
Eingangswelle verbunden ist, über welche die Eingangsscheibe angetrieben wird.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, bei einem derartigen Getriebe mit einem Drucklager die Getriebeanordnung
zu vereinfachen»
15
15
Diese Aufgabe wird gemäß der Erfindung durch die im Anspruch 1 gekennzeichnete Anordnung gelöst.
Diese Lösung besteht grundsätzlich darin, daß ein umlaufendes Bauteil des Drucklagers gleichzeitig als ein
Getriebeglied üer zweiten Hauptbaugruppe Anwendung findet und das Getriebe insgesamt vereinfacht wird.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche,
Im ersten Betriebsbereich kann das umlaufende Drucklagerbauteil direkt mit den beiden parallel angeordneten,
in einer Richtung wirkenden Gliedern verbunden sein und von diesen direkt auf den Ausgang des Getriebes wirken, so daß
das Abtriebsglied mit der gleichen Drehzahl und im gleichen Drehsinn wie das umlaufende urucklagerbauteil umläuft.
Das Drucklager kann in einer Bauart mit einem am Ausgangsgiied der Stellgruppe befestigten Laufring, einem
weiteren, am Eingangsglied der Stellgruppe befestigten Lauf-
ring und mit den beiden Laufringen zusammenwirkenden, dazwischen
angeordneten Rollkörpern ausgeführt sein. Die Rollkörperanordnung bildet das bereits erwähnte umlaufende Drucklagerbauteil,
und ihre Drehbewegung stellt die Resultierende der unterschiedlichen Drehbewegungen der beiden Laufringe
dar.
Im zweiten Betriebsbereich kann der Getriebeausgang nur mit dem Ausgangsglied der Stellgruppe verbunden sein,
und zwar über eine drehrichtungsumkehrende Getriebekette.
Die Drehrichtungsumkehr kann mittels eines Planetengetriebes erreicht werden, wobei der Planetenradträger festgelegt ist
und das Ausgangsglied der Stellgruppe und das Getriebeabtriebsglied mit dem Sonnenrad bzw. dem Ringrad des
Planetengetriebes verbunden sind.
Die Rollkörperanordnung des Drucklagers kann in einem Käfig angeordnete Rollen aufweisen, die zwischen den beiden
Laufringen umlaufen, wobei die Rollen derart in ihrem Käfig angeordnet sind, daß sie um Drehachsen umlaufen,
welche die Getriebehauptachse, also die Drehachse der beiden Scheiben der Stellgruppe schneiden. Der Winkel,
unter welchem sich die Achsen der Rollen und die Getriebehauptachse schneiden, braucht kein rechter Winkel zu sein.
In der Praxis kann dieser Winkel von einem rechten Winkel in einem Maße abweichen, das notwendig ist, um den von
dem Getriebe jeweils verlangten Übersetzungsbereich erhalten zu können.
Insbesondere in dem Fall, daß die Rollenachsen und die Getriebehauptachse sich nicht rechtwinklig schneiden,
kann der von dem Drucklager maximal aufnehmbare Schub dadurch vergrößert werden, daß die einzelnen Rollen nicht
einteilig, sondern als zusammengesetzte Anordnung aus einer Gruppe von Teilrollen ausgeführt werden, die um eine
gemeinsame Rollenachse umlaufen, die der Drehachse einer
entsprechenden einteiligen Rolle entspricht. Diese gemeinsame
Rollenachse kann durch einen an einer der Teilrollen befestigten Achszapfen festgelegt werden, wobei dann die
anderen Teilrollen jeweils rxngförmig ausgebildet und auf dem Achszapfen gelagert sind. Wenn der Käfig im Betrieb
umläuft, tritt dann wegen der unterschiedlichen Umlaufbahnradien, auf welchen die einzelnen Teilrollen mit Bezug
auf die Getriebehauptachse umlaufen, eine relative Drehbewegung zwischen den Teilrollen einer Teilrollengruppe
auf, und der Axialspalt zwischen benachbarten Teilrollen kann geschmiert werden, beispielsweise mittels öl, das
durch einen axial in dem gemeinsamen Achszapfen gebildeten Schmierölkanal zu der jeweiligen Teilrollengruppe zugeführt
wird, um so die aufgrund der Relativdrehung auftretenden Energieverluste innerhalb kleiner Grenzen zu
halten.
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird nachstehend
unter Bezugnahme auf die anliegenden Zeichnungen mehr im einzelnen beschrieben, in welchen zeigt:
Fig, 1 in schematischem Axialhalbschnitt
ein Getriebe nach der Erfindung,
Fig. 2 ebenfalls ira Axialhalbschnitt einen
Teil des Getriebes nach Fig. 1 in näheren Einzelheiten,
Fig. 3 eine schematisierte Teildarstellung
eines abgewandelten Drucklagers, und
Figο 4 im Axialhalbschnitt nochmals eine
abgewandelte Ausführungsforru eines
Drucklagers „
Das dargestellte Getriebe der Toroidlaufbahn-Reibrad-Bauart
weist ein feststehendes Gehäuse 1 und eine Stellbaugruppe 2 mit einer Eingangsscheibe 3 und einer Ausgangsscheibe
4 auf., zwischen welchen das Drehmoment durch Reibrollen 5 übertragen wird,.die jeweils um eine Rollenachse
umlaufen und in einem Rollenträger 6a (in Fig. 2 in Umriß dargestellt) montiert sinde Die Rollenachsen 6 schneiden stets
die Getriebehauptachse 7, d.h. die gemeinsame Drehachse von Eingangsscheibe 3 und Ausgangsscheibe 4. Dies ist an sich
bekannt und bildet keinen Teil der Erfindung. Die Lager zur Lagerung der Reibrollen 5 sind derart beweglich im
Rollenträger 6a angeordnet, daß der Schnittwinkel zwischen der jeweiligen Rollenachse 6 und der Getriebehauptachse 7
veränderbar ist, um das Drehzahlübersetzungsverhältnis zwischen der von einer Eingangswelle 8 angetriebenen Eingangsscheibe
3 und der in entgegengesetzem Drehsinn umlaufenden Ausgangsscheibe 4 zu verändern.
Die Eingangsscheibe 3 ist durch eine Keilverzahnung mit der Eingangswelle 8 verbunden, wobei die Keilverzahnung
eine gewisse axiale Verschiebung der Eingangsscheibe auf der Welle gestattet. Im Betrieb erzeugen eine Tellerfeder
und ein (durch eine Druckquelle 12 erzeugter) Druckmitteldruck in einer zwischen dem Gehäuse 1 und der rückwärtigen
Stirnfläche der Eingangsscheibe 3 gebildeten Kammer 13 einen Druck, der die Eingangsscheibe 3 axial gegen die
Ausgangsscheibe 4 drängt, um eine Reaktionskraft zwischen
den beiden Scheiben und den Reibrollen 5 zu erzeugen, die ausreichend groß ist, um das erforderliche Drehmoment
zwischen den beiden Scheiben übertragen zu können. Die Ausgangsscheibe 4 ist um die Getriebehauptachse 7 drehbar
angeordnet und bildet gleichzeitig ein Bauteil eines Drucklagers 14, Die rückwärtige Stirnfläche der Ausgangsscheibe
4 bildet den einen Laufring 15 dieses Drucklagers, und der andere Laufring 16 ist durch einen auf der Welle 8
befestigten Ringflansch 17 gebildet. Zwischen den beiden
Laufringen sind Lagerrollen 18 angeordnet, die jeweils um
eine Rollenach.se 19 drehbar sind und von denen eine dargestellt ist. Diese Lagerrollen 18 sind mittels Lagern in
einem Käfig 21 gelagert, der seinerseits mittels Lagern 22 auf der Welle 8 gelagert ist. Der Käfig 21 ist über eine
zylindrische Konstruktion 23 (in Fig. 2 schematisch dargestellt) mit einem in einer Richtung wirkenden drehbaren
Mitnehmerglied 24 und einem dazu parallel angeordneten
Kupplungsteil 25 verbunden,, Das Mitnehrnerglied 24 kann als
in einer Richtung wirkende Klemmkeil- oder Ratschenkupplung ausgebildet sein, die in Eingriff kommt, wenn die beiden
Kupplungshälften sich in einer Drehrichtung relativ zueinander zu bewegen suchen. Hingegen kommt diese Kupplung außer
Eingriff, wenn die Relativbewegung in der entgegengesetzten Richtung erfolgt. Das Kupplungsglied 25 kann beispielsweise
eine hydraulisch betätigbare Zahnkupplung sein. Die beiden parallelen Glieder 24 und 25 sind beide mit einem gemeinsamen
hülsenartigen Abtriebsteil 26 verbunden, das ein Zahnrad 27 trägt, welches das Abtriebsglied des Gesamtgetriebes bildet
und über eine Kette 28 mit einem Endabtrxebszahnrad 29 verbunden ist.
Die Ausgangsscheibe 4 der Stellgruppe ist außerdem über eine weitere Antriebsverbindung mit dem Abtriebszahnrad
27 verbunden, dj.e eine Kupplung 30 und das Sonnenrad 31
eines Planetengetriebes 32 aufweist. Das Sonnenrad 31 ist auf einem im Gehäuse 1 montierten Lager 33 gelagert;, und
die Planetenräder 34 des Planetengetriebes (von denen in Fig. 1 nur eines dargestellt ist) sind mit Bezug auf das
Gehäuse 1 festgelegt. Das Ringrad 35 des Planetengetrlebes
ist fest mit der Hülse 26 verbunden«
Es sei nun angenommen, daß die Reibrollen 5 sich in der in Fig. 1 mit Vollinien dargestellten Einstellung befinden
und daß ein nur schematisch dargestellter Betriebsbereich-Umschal tmechanismus 40 (einer an sich bekannte-n Bauart)
die Kupplung 30 ausgerückt hält, aber die Ausgänge der beiden
parallelen Glieder 24 und 25 mit dern Getriebeabtriebs zahnrad
27 verbunden hält. Das Getriebe arbeitet nun in seinen ersten Betriebsbereich, Die Reibrollen 5 bewirken, wie stets,
daß die Ausgangsscheibe 4 in bezüglich der Eingangsscheibe
entgegengesetzten Drehsinn angetrieben wird, und die dargestellte Einstellung der Reibrollen 5 ist derart, daß die
Ausgangsscheibe 4 mit ihrer Maximaldrehzahl angetrieben wird,
die höher als irgendeine gegebene Drehzahl der Eingangsscheibe 3 im entgegengesetzten Drehsinn ist. Infolgedessen
ist eine Differenz zwischen den Drehbewegungen der Laufringe 15 und 16 sowohl hinsichtlich der Größe der Drehbewegung
als auch hinsichtlich des Drehsinns gegeben. Das Mitnehmerglied 24 und das Kupplungsglied 25 sind nun so
angeordnet, daß das Kupplungsglied eingereicht ist und ein überholen durch das Mitnehmerglied 24 gesperrt wird, so daß
die Antriebsbewegung vom Käfig 21 über das das Kupplungsglied 25 auf das Abtriebsglied 27 übertragen wird, das mit
seiner maximalen Rückwärtsdrehzahl umläuft,
Wird die Einstellung der Reibrollen 5 nun so verändert, daß sie sich der anderen Extremstellung nähert, die in den
Fig. 1 und 2 mit 5a bezeichnet ist, wird eine Zwischenstellung 5b erreicht, in welcher die Neigungen der Rollenachsen
6 und 19 mit Bezug auf die Getriebehauptachse 7 entgegengesetzte Drehzahlübersetzungsverhältnisse ergeben,
so daß die Laufringe 15 und 16 mit gleichen Drehzahlen in
entgegengesetzten Richtungen umlaufen und daher der Käfig und das Abtriebszahnrad 2 7 sich in Stillstand befinden.
Das Getriebe befindet sich nunmehr in seiner Neutralstellung, die man als "Leerlaufstellung" bezeichnen kann« Nunmehr
kann das' Kupplungsglied 25 ausgekuppelt v/erden. Wenn nun die
Verstellung der Reibrollen in Richtung auf ihre Extremstellung 5a weiter fortgesetzt wird, nimmt die Drehzahl
des Laufrings 15 gegenüber derjenigen des Laufrings 16
weiter abP so daß der Käfig 21 sich wieder mit zunehmender
Drehzahl, aber mit gegenüber seiner Drehbewegung vor dem
Erreichen der Leerlaufsteilung entgegengesetztem Drehsinn dreht. Dies bringt automatisch das Mitnehmerglied 27 in
Eingriff, so daß nunmehr das MitnehmergIied das Abtriebszahnrad
27 in der Vorwärtsdrehrichtung dreht.
Die Verstellung der Reibrollen 5 zwischen den Einstellungen 5b und 5a mit auf den ersten Betriebsbereich
geschaltetem ümschaltmechanismus 40 führt daher zum
Durchlaufen des Übersetzungsbereiches vom Leerlaufzustand
durch die niedrigen Vorwärts-Übersetzungsverhältnisse
hindurch. Die Einstellung 5a ist so gewählt, daß, wenn bei dieser Einstellung der Reibrollen 5 der Umschaltmechanismus
40 umschaltet, so daß die Kupplung 30 eingerückt und der Käfig 21 vom Abtriebsglied 27 getrennt wird,
also vom ersten Betriebsbereich in den zweiten Betriebsbereich umgeschaltet wird, keine plötzliche Änderung des
Übersetzungsverhältnisses zwischen der Ausgangsscheibe 4
und dem Abtriebsglied 27 eintritt. Eine solche Umschaltung
ist allgemein als Synchronumschaltung bekannt. Die Antriebsdrehbewegung wird nunmehr von der Ausgangsscheibe 4 über
die Kupplung 30 und die drei Elemente (Sonnenrad 31, Planetenräder 34 und Ringrad 35) des Planetengetriebes
auf das Getriebeabtriebsglied 27 übertragen. Die Elemente des Planetengetriebes sind so dimensioniert, daß sie nicht
nur den gewünschten Übersetzungsbereich im zweiten Betriebsbereich ermöglichen, sondern auch eine Drehrichtungsumkehr
zwischen der Ausgangsscheibe 4 und dem Abtriebszahnrad
herbeiführen und damit bewirken, daß das Abtriebszahnrad
weiter im Vorwärtsdrehsinn umläuft, wie dies auch im letzten Abschnitt des ersten Betriebsbereiches der Fall war. Wenn
nun die Einstellung der Reibrollen 5 fortschreitend in Richtung auf ihre ursprüngliche Einstellung, wie sie in
Fig0 1 in Vollinien angedeutet istp zurückverändert wird,
steigt die Drehzahl der Ausgangsscheibe 4 und folglich auch des AbtriebsZahnrads 27 stetig an, bis das Abtriebszahnrad
mit seiner maximalen Vorwärtsdrehzahl umläuft, wobei in
diesem Bereich das Mitnehmerglied 24 vom Abtriebsglied getrennt ist,
Gemäß der üblichen Lagerkonstruktion ist es erforderlich, wie die Fig. 1 und 2 zeigen, daß die Laufflächen der Lagerrollen
18 in Querrichtung gewölbt, sind und daß die damit zusammenwirkenden Laufflächen der Laufringe 15 und 16
eine entsprechende Querwölbung haben. Wie Fig. 3 zeigt, könnte der Radius 42 dieser Laufflächen auch bewußt auf
einen Wert unterhalb des in der Praxis der Lagerkonstruktionen üblichen Wertes verringert werden, um die Zentrierwirkung
unter der Einwirkung der Axialkräfte zu verbessern und dadurch den auf die Rollen ausgeübten Zentrifugalkräften
entgegenzuwirken. Der Rollenradius 43 der Lagerrollen sollte natürlich so gewählt werden, daß Lebensdauer, Betrieb
mit eöasto-hydrodynamischer {Schmierung usw. optimiert werden.
Beispielsweise können bei einem Getriebe der mit Bezug auf die Fig» 1 und 2 beschriebenen Art folgende Bemessungen
Anwendung finden;
1VmAX' d<h· das ürehzahlverhältnis von Ausgangsscheibe
4 zu Eingangsscheibe 3 ohne Berücksichtigung des Vorzeichens, wenn die Rollen 5 in ihrer in
Fig» 1 in Vollinien gezeigten Extremstellung
stehen = 1,5
R,„ d.h. das Drehzahlverhältnis vom Zahnrad 29
zum Zahnrad 27 =2
E2 , d,h„ die Drehzahluntersetzung durch das
Planetengetriebe 32. =2
E.J, d.h. das Verhältnis zwischen den von der
Hauptachse 7 aus gemessenen Radien der Lauf-
ringe 15 und 16 = 1,05
Dieses Radienverhältnis bestimmt daher die "Neigung" der Rollen 18 und ihrer Drehachsen 19„
Es ist klar, daß der "Leerlauf"-Zustand dann gegeben ist, wenn die Reibrollen 5 in einer
Einstellung (iait 5b) bezeichnet) stehen, in der sie gleich große, aber entgegengesetzt
gerichtete Drehzahlübersetzungen erzeugen, In der Praxis sind als Hauptfaktoren zur Wahl eines
bestimmten Wertes von E- das Erreichen der richtigen
Rückwärts- und schnellen Vorwärtsübersetzungen zu berücksichtigen.
R^0, d.h. das Drehzahlverhältnis zwischen der
Eingangsscheibe 3 und der Ausgangsscheibe 4 im "Leerlaufzustand" (ohne Berücksichtigung des
Vorzeichens), wenn die Reibrollen 5 in der Stellung 5b stehen =0,95
R^ γΛΙΓΗ, d„h. das Drehzahlverhältnis zwischen
Eingangsscheibe 3 und Ausgangsscheibe 4 (ohne Berücksichtigung des Vorzeichens), wenn die
Reibrollen 5 in der Stellung 5a stehen, so daß eine Synchronumschaltung stattfinden kann =0,49
Bei der in Fig. 4 dargestellten alternativen Konstruktion entspricht die Rollenbaugruppe 50 einer der Rollen 18 nach
den Fig. 1 bis 3, und da die Drehachse 51 der Rollenbaugruppe 50 rechtwinklig zur Getriebehauptachse 7 verläuft,
treten nun keine Zentrifugalwirkungen auf, die eine starke Querwölbung der Rollenlaufflächen und der entsprechenden
Laufbahnflächen erfordern, wie dies in Ficj«, 3 bei 42 angedeutet
ist. Die Laufflächen der Laufringe 52 und 53 sind daher eben, und die Rollen sind etwa zylindrisch, aber
natürlich für die erforderliche elasto-hydrodynamische Schmierwirkung profiliert. Wenn die Rollenbaugruppen 50 jeweils
nur eine einzige Rolle aufweisen wurden, hätte natürliche eine
wesentliche axiale Ausdehnung der Rollen entlang ihrer Drehachse 51 zur Folge„ daß ein exaktes Abrollen einer solchen
Rolle auf den Laufringen 52 und 53 nur bei einem bestimmten
Radius (bezogen auf die Getriebehauptachse 7) stattfinden könnte, während auf allen anderen Radien ein Schlupf und
damit notwendigerweise Verschleiß-auftreten würdeo Dieses
Problem ist bei der Anordnung nach Fig. 4 dadurch bewältigt, daß die Baugruppe 50 nicht als einteilige Rolle ausgebildet
ist, sondern als gestapelte Gruppe von fünf Teilrollen 54 bis 58. Dabei stellt die Teilrolle 54 die Hauptrolle der
Baugruppe dar und ist einteilig mit einem mittigen Achszapfen
59 ausgebildet, der in einem Lager 60 gelagert ist, das in einem die Nabe 61 des Rollenkäfigs 64 bildenden
Bauteil angeordnet ist. Die Wabe 61 ist ihrerseits mittels eines Lagers 69 auf der Eingangswelle 3 gelagert. Die Teilrollen
55 bis 58 sind einfach ringförmig ausgebildet und ura den Achszapfen 59 drehbar, und das äußere Ende 6 2 des
Achszapfens 59 ist in einem Lager 6 3 gelagert, das ebenfalls
im Käfig 6 4 montiert ist„ Die grundsätzliche Lager- und Käfiganordnung entspricht den Lagern 20 und dem Käfig
in Fig. 3. In der Welle 8, der Nabe 61 und dem Achszapfen sind Haupt- und Zweigölleitungen 6 5 bis 67 zur Zufuhr vom
Schmiermittel zu den einzelnen Teilrollen der Baugruppe 50 und ihrer zugehörigen Lager aus einer in der Welle 8
gebildeten Schmiermittelzuleitung 68 vorgesehen. Im Betrieb kann jede der Teilrollen 54 bis 58 unabhängig von
den anderen Teilrollen mit derjenigen Drehzahl umlaufen, die sich aufgrund ihrer radialen Position bezüglich der
Getriebehauptachse 7 zwischen den Laufringen 52 und 53
ergibt. Da die axiale Abmessung jeder einzelnen Teilrolle in Richtung ihrer Drehachse 51 nur klein ist, tritt nur
minimaler Schlupf zwischen ihren Laufflächen und den damit zusammenwirkenden ebenen Laufbahnen der Laufringe auf und
aufgrund der Zufuhr von Schmiermittel durch die Leitungen bis 67 werden dabei irgendwelche schädlichen Wirkungen
ausgeschlossen. Ein stabiles Umlaufverhalten wird dadurch
erreicht, daß die Teilrollen 55 bis 58 mittels einer Tellerfeder 70 und einer Druckscheibe 71 schwach axial
gegen die Hauptrolle 54 vorgespannt sind.
Λ*
- Leerseite -
Claims (8)
1. Stufenlos verstellbares Getriebe der Toroidlaufbahn-Reibrad-Bauart
mit mindestens zwei Betriebsbereichen, wobei der Getriebeausgang während des Durchlaufens des
ersten Betriebsbereiches eine Drehrichtungsumkehr erfährt, mit einer Drehzahl-Verstellhauptbaugruppe und einer Betriebsbereichumschalt-Hauptbaugruppe
mit zwei den beiden Betriebsbereichen zugeordneten Antriebsketten sowie mit einem das
Ausgangsglied der Drehzahlverstell-Hauptbaugruppe abstützenden
Drucklager, dadurch gekennzeichnet, daß ein umlaufendes Bauteil (21) des Drucklagers (15 bis 21)
gleichzeitig als Getriebeglied der zweiten Hauptbaugruppe, dient und im ersten Betriebsbereich an der übertragung
der Drehbewegung teilnimmt, und daß die zweite Ilauptbaugruppe
in der dem ersten Betriebsbereich zugeordneten Antriebskette ein nur in einer Richtung wirkendes Mitnehmerglied
(24) und ein dazu parallel angeordnetes Kupplungsglied (25) aufweist, derart, daß die Antriebsdrehbewegung
wahrend desjenigen Teils des ersten Betriebsbereiches, in welchem der Getriebeausgang (27) in der einen Drehrichtung
umläuft, automatisch über eines dieser beiden Glieder
erfolgt und im übrigen Teil des ersten Betriebsbereiches, während welchem der Getriebeausgang in der Rückwärtsdrehrichtung
umläuft, über das Kupplungsglied (25) Übertragen werden kann.
" λ
2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Mitnehmerglied (24) und das Kupplungsglied (25)
zueinander parallel angeordnet und sowohl mit dem umlaufenden Drucklagerteil (21) als auch mit dem Getriebeausgang (27)
direkt verbunden sind, derart, daß der Getriebeausgang mit gleicher Drehzahl wie das umlaufende Drucklagerbauteil und
im gleichen Drehsinn umläuft«
3. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Drucklager einen mit dem Ausgangsglied (4) der
ersten Hauptbaugruppe umlaufenden Laufring (15) und einen
mit dem Eingangsglied (3) der ersten Hauptbaugruppe umlaufenden Laufring (16) aufweist und das umlaufende Drucklagerbauteil
(21) ein Rollenträger (21) ist, der mit den beiden Laufringen zusammenwirkende Rollen (18) trägt.
4. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die dem zweiten Betriebsbereich zugeordnete Antriebskette Mittel (30, 32) zur Verbindung des Ausgangsglieds (4)
der ersten Hauptbaugruppe mit dem Getriebeausgang (27) über eine drehrichtungsumkehrende Getriebekette (32)
aufweist.
5. Getriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die drehrichtungsumkehrende Getriebekette ein Planetengetriebe
(32) aufweist, dessen Planetenradträger festgelegt ist und dessen Sonnenrad (31) und Ringrad (35)
mit dem Ausgangsglied (4) der ersten Hauptbaugruppe bzw. mit dem Getriebeausgang (27) verbunden ist,
30
6. Getriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Drucklager in einem Käfig (21) angeordnete
Rollen (18) aufweist, und daß die Drehachsen der Rollen die Getriebehauptachse (7) schräg schneiden.
7, Getriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet,
daß das Drucklager in einem Käfig (64) angeordnete Rollengruppen (50) aufweist, wobei jede Rollengruppe eine
Anzahl von stapelartig angeordneten Teilrollen (54 bis 58) aufweist, die um eine gemeinsame, die Getriebehauptachse (7)
schneidende Achse (51) umlaufen, wobei jede Teilrolle einen
Anteil des Axialdrucks zwischen den beiden Laufringen (52,
53) überträgt und einen Anteil des Drehmoments auf den Käfig (64) überträgt.
8. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet,
daß die gemeinsame Achse (51) der Rollengruppe (50) die Getriebehauptachse (7) rechtwinklig schneidet und daß die
beiden Laufringe (51, 53) jeweils ebene Laufflächen haben,
^5 die in bezüglich der Getriebehauptachse radialen Ebenen
liegen„
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
GB08413728A GB2159591B (en) | 1984-05-30 | 1984-05-30 | Improvements in or relating to continuously-variable-ratio transmissions |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE3519403A1 true DE3519403A1 (de) | 1985-12-05 |
Family
ID=10561669
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE19853519403 Withdrawn DE3519403A1 (de) | 1984-05-30 | 1985-05-30 | Stufenlos verstellbares getriebe |
Country Status (4)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US4638687A (de) |
JP (1) | JPS6131761A (de) |
DE (1) | DE3519403A1 (de) |
GB (1) | GB2159591B (de) |
Families Citing this family (13)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
GB8522747D0 (en) * | 1985-09-13 | 1985-10-16 | Fellows T G | Transmission systems |
GB8522682D0 (en) * | 1985-09-13 | 1985-10-16 | Fellows T G | Transmission systems |
GB8629673D0 (en) * | 1986-12-11 | 1987-01-21 | Fellows T G | Automotive transmissions |
GB8808907D0 (en) * | 1988-04-15 | 1988-05-18 | Perry F G D | Continuously variable transmission |
GB8921672D0 (en) * | 1989-09-26 | 1989-11-08 | Perry Forbes G D | Continuously variable transmissions |
DE3940919A1 (de) * | 1989-12-12 | 1991-06-13 | Fichtel & Sachs Ag | Antriebsnabe mit stufenlos verstellbarem reibradgetriebe |
US5238460A (en) * | 1991-02-28 | 1993-08-24 | Mazda Motor Corporation | Power transmission system for vehicle |
US5961415A (en) * | 1998-09-17 | 1999-10-05 | Ford Global Technologies, Inc. | Single cavity toroidal traction drive continually variable transmission |
US7471862B2 (en) | 2002-12-19 | 2008-12-30 | Corning Cable Systems, Llc | Dry fiber optic cables and assemblies |
GB0513721D0 (en) * | 2005-07-05 | 2005-08-10 | Torotrak Dev Ltd | Ratio limiting arrangement |
JP2007015200A (ja) * | 2005-07-07 | 2007-01-25 | Sanbii Kk | 差込み式印字体の収納ケース |
WO2011031708A2 (en) * | 2009-09-10 | 2011-03-17 | Infinitrak, Llc | Epicyclic arrangements and related systems and methods |
WO2015077883A1 (en) * | 2013-11-29 | 2015-06-04 | Transmission Cvtcorp Inc. | Drive assembly provided with a continuously variable transmission and a direction reversing mechanism |
Family Cites Families (10)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US2283759A (en) * | 1939-05-19 | 1942-05-19 | Adiel Y Dodge | Transmission |
US2646696A (en) * | 1948-09-02 | 1953-07-28 | Saint Gobain | Transmission |
GB1078791A (en) * | 1964-12-01 | 1967-08-09 | Nat Res Dev | Continuously variable ratio transmission system and control system therefor |
GB1209322A (en) * | 1967-06-30 | 1970-10-21 | Nat Res Dev | Infinitely variable transmission system |
US3620101A (en) * | 1968-07-16 | 1971-11-16 | Gkn Birfield Transmissions Ltd | Variable gears |
US3684065A (en) * | 1970-11-23 | 1972-08-15 | Gen Motors Corp | Transmission and clutch control |
US3713353A (en) * | 1971-02-03 | 1973-01-30 | Gen Motors Corp | Transmission |
GB1367525A (en) * | 1971-12-08 | 1974-09-18 | Gkn Transmissions Ltd | Variable ratio traction drive |
US3822610A (en) * | 1972-08-31 | 1974-07-09 | R Erban | Traction roller transmission with torque loading means |
EP0097526B1 (de) * | 1982-06-23 | 1986-12-03 | National Research Development Corporation | Getriebeeinheit vom Typ der Rollreibung auf toroidaler Lauffläche |
-
1984
- 1984-05-30 GB GB08413728A patent/GB2159591B/en not_active Expired
-
1985
- 1985-05-24 JP JP11302385A patent/JPS6131761A/ja active Pending
- 1985-05-28 US US06/738,470 patent/US4638687A/en not_active Expired - Fee Related
- 1985-05-30 DE DE19853519403 patent/DE3519403A1/de not_active Withdrawn
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
GB2159591B (en) | 1988-09-01 |
GB8413728D0 (en) | 1984-07-04 |
JPS6131761A (ja) | 1986-02-14 |
GB2159591A (en) | 1985-12-04 |
US4638687A (en) | 1987-01-27 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
DE19950803C2 (de) | Getriebeeinheit | |
DE3887420T2 (de) | Getriebe mit mehreren Nebenwellen. | |
DE10246352B4 (de) | Stufenloses Getriebe | |
DE3441616C2 (de) | Getriebe mit stufenlos verstellbarem Übersetzungsverhältnis | |
DE10206202A1 (de) | Kraftfahrzeuggetriebe mit einem Toroidvariator | |
DE10040039A1 (de) | Wechselgetriebe-Anordnung | |
DE2825730C2 (de) | Stufenlos einstellbares Reibrollengetriebe | |
EP1253350A2 (de) | Wechselgetriebe-Anordnung mit einem stufenlosen Toroidgetriebe und einem Planetenräder-Summengetriebe | |
DE19750166A1 (de) | Stufenloses Getriebe | |
DE2619898A1 (de) | Stufenloses geschwindigkeitswechselgetriebe | |
DE3519403A1 (de) | Stufenlos verstellbares getriebe | |
DE4321476C2 (de) | Stufenloses Reibrollengetriebe mit toroidförmigen Reibscheiben | |
DE69014491T2 (de) | Stufenloses Getriebe. | |
DE68925726T2 (de) | Kontinuierlich veränderliches getriebe | |
DE69110956T2 (de) | Untersetzungsreibrollgetriebe der Bauart mit zwei Planetenradsätzen für hochtourig drehende Maschinen. | |
DE2260181A1 (de) | Reibscheiben-regelgetriebe | |
DE10046926A1 (de) | Koaxiales Traktionsgetriebe mit einer einzigen Betriebsart und einem über Zahnräder hergestellten, neutralen Zustand | |
DE2626170A1 (de) | Differenzialgetriebe | |
DE10206200A1 (de) | Toroidvariator | |
DE2618882C2 (de) | Planetengetriebe, insbesondere für den Antrieb einer von mehreren mit kleinem Achsabstand beieinander liegenden Walzen | |
DE19935991C2 (de) | Stufenlos verstellbare Getriebevorrichtung | |
DE10206201A1 (de) | Toroidvariator mit Rollern | |
DE2733764A1 (de) | Reibungsgeschwindigkeitswechselgetriebe | |
DE1132773B (de) | Kegelrollen-Reibungsgetriebe | |
DE3441618A1 (de) | Getriebe mit stufenlos verstellbarem uebersetzungsverhaeltnis |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
8139 | Disposal/non-payment of the annual fee |