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Die
vorliegende Erfindung, die in den Ansprüchen 1 und 11 beansprucht ist,
betrifft ein kontinuierlich veränderbares
Getriebe gemäß dem Oberbegriff
des Anspruchs 1 und ein Verfahren zur Gestaltung eines solchen Getriebes.
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Solche
Getriebe sind im Stand der Technik allgemein bekannt, beispielsweise
aus der EP-B1-0,777,069 und werden zum Übertragen von mechanischer
Kraft in einem Kraftfahrzeug von einem Motor auf eine Last, z.B.
die Antriebsräder,
bei einem kontinuierlich veränderbaren
Drehmomentverhältnis
verwendet. Sie sind typischerweise gestaltet und arbeiten kommerziell
bei einem Kegelwinkel der Rollenscheiben, um den zusammengebauten
Antriebsriemen von elf Grad zu berühren, bezogen auf eine imaginäre radiale
Linie durch die Rotationsachse der jeweiligen Rolle, d.h. die Mittellinie
einer Rollenwelle. Die Rollen weisen typischerweise einen Durchmesser
zwischen ein- und zweihundert mm auf.
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Im
Stand der Technik ist jedoch wenig über die beim Ausgestalten der
Rollen anzuwendende Kriterien bekannt. Somit weicht die grundsätzliche
Konstruktion einer Rolle in der Praxis kaum von den Rollendesigns
ab, die in den ersten Tagen der riemenartigen kontinuierlich veränderbaren
Getriebe ausgedacht wurden. In der Praxis sieht das so aus, dass wenn
ein bekanntes Rollendesign nur auf einen leicht veränderten
Kegelwinkel abgeändert
wird, oder wenn ein gestiegenes Drehmomentniveau bewältigt werden
muss, eine ansonsten richtig funktionierende, handelsübliche Rolle
schlecht arbeiten kann, insbesondere in Bezug auf die Übertragungseffizienz. Dies
bedeutet, dass ein unerwartet hoher Betrag an mechanischer Kraft
während
des Betriebs eines solchermaßen
abgeänderten
Getriebes verloren geht. Es ist allgemein anerkannt, dass die Steifigkeit
der Rollen, alternativ als der Betrag an axialer Rollenscheibenablenkung
an der radialen äußeren Kante der
Scheibe bezeichnet, die Leistung eines Getriebes beeinflusst. Es
besteht jedoch keine Klarheit darüber, welche Beziehungen die
Rollensteifigkeit gültig definieren,
oder wie denkbare Beziehungen erklärt werden könnten, wenn sie gültig sind.
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Außer diesem
Kegelwinkel weisen die bekannten Getriebekonstruktionen eine bestimmte Steifigkeit
auf, basierend auf dem in den Rollen verwendeten Material, sowie
eine bestimmte Lagerart, einen bestimmten Betrag an Spiel bei verschiedenen Armaturen
und Lagern, von denen allen bekannt ist, dass sie die Leistung des
Getriebes beeinflussen. Das unmittelbare Verhältnis zwischen einem dieser Merkmale
oder dem Effekt ihrer gegenseitigen Wechselwirkung und der Leistung
des Getriebes ist derzeit weder genau bekannt noch offensichtlich
durch Konstruktionsregeln beherrscht. Obwohl die genannten Konstruktionscharakteristika
per se, einschließlich beispielsweise
der inneren Steifigkeit einer Rollenscheibe, in Reichweite eines
Fachmanns liegen, der auf ein gewünschten Qualitätsniveau
geführt
wird, z.B. durch Anwenden einer bestimmten Materialzusammensetzung
oder -dicke, ist es im allgemeinen unklar, wie diese Merkmale einzeln
oder gemeinsam angewendet werden können, um die Leistung des Getriebes
zu beeinflussen. In der Praxis wurde beispielsweise in Bezug auf
die Übertragungseffizienz aufgedeckt,
dass heutige Getriebe und Getriebeprototypen, die für Anwendungen
entworfen und vertrieben werden sollen, die im Vergleich zu den
gegenwärtig
im Handel erhältlichen
Getrieben erhöhte
Leistungs- und Drehmomentniveaus durch eine Vergrößerung der
vorhandenen Getriebekonstruktionen haben, überraschenderweise nicht die
Effizienz erreichen, die man auf Grundlage der Übertragungseffizienzen erwarten
könnte,
die mit diesen bestehenden Getriebekonstruktionen realisiert werden.
Dieses Phänomen
offenbarte sich insbesondere bei Getriebeprototypen, die sich durch
einen relativ kleinen Kegelwinkel auszeichnen, wie dies bei bestimmten
Anwendungen zu bevorzugen sein kann, d.h. kleiner als 11 Grad, oder
bei Getriebekonstruktionen, die mit Drehmomentniveaus von 250 Nm
oder mehr zurechtkommen sollen.
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Somit
besteht eine Aufgabe der Erfindung darin, Getriebe sowie eine hierauf
allgemein anwendbare Konstruktionsregel anzugeben, insbesondere
in Bezug auf dessen Rollen, wodurch einerseits sichergestellt wird,
dass das Getriebe auf einem geeigneten Effizienzniveau zuverlässig arbeitet,
ohne dabei die Konstruktion und Produktion anderer in einem solchen
Getriebe verwendeter Bauteile übermäßig zu belasten,
und somit auch die Neigung zu sehr hohen axialen Spannkräfte und/oder
kleinen Kegelwinkeln, bei denen ein Riemen und eine Rolle in einem Getriebe
zusammenwirken, beinhalten.
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Gemäß der Erfindung
wird dies realisiert, wenn das Getriebe des Weiteren die kennzeichnenden
Merkmale des Anspruchs 1 zeigt. Gemäß dem der Erfindung zugrunde
liegenden Gedanken und den Testergebnissen hat sich herausgestellt,
dass ein Riemen, der in einem Getriebe verwendet wird, das die gemäß dem An spruch
entwickelten Kriterien nicht erfüllt,
an dem leidet, was als extremer Spirallauf des Antriebsriemens innerhalb
einer Rolle bezeichnet wird, d.h. an einer relativ großen Abweichung
der theoretischen kreisförmigen
Bahn. Um zu einer allgemein anwendbaren Regel zum Testen eines Rollendesigns
zu gelangen, wurde versucht, dieses Phänomen gemäß der Erfindung durch Erstellen eines
Modells in einem einfachen Parameter einzufangen, der als Sag bezeichnet
wird.
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Was
die Bemessung des Spirallaufs des Antriebsriemens bei oder nahe
dem größtmöglichen Krümmungsradius
des Riemens angeht, wenn dieser zwischen den Rollenscheiben läuft, wo
er am häufigsten
an der Rolle angeordnet ist, die mit der mechanischen Kraftquelle
beim normalen Betriebs des Getriebes verbunden ist, so hat sich
gezeigt, dass sich der tatsächliche
Laufradius, der den gekrümmten
Laufpfad des Riemens lokal beschreibt, manchmal um mehr als 2 mm
bei Rollen aktuellen Designs, die typischerweise in Kraftfahrzeugen
verwendet werden, abweicht. Demzufolge bewegt sich in einem solchen
Fall jeder Längsabschnitt
des Riemens etwas radial nach innen über die Rollenscheiben, d.h. er
zeigt eine Gleitbewegung in Bezug auf die Rollenscheiben, wenn er
dazwischen entlang der gekrümmten
Bahn läuft.
Abgesehen von der nicht vorhandenen Übereinstimmung mit der theoretischen kreisförmigen Bahn,
hat sich außerdem
gezeigt, dass die Riemenbahn von einer zu erwartenden Form abweicht,
basierend auf Rollenscheibenverformungserwägungen, wie sie aus der EP-A-0,962,679
bekannt sind, worin gelehrt wird, dass, weil der Antriebsriemen
zwischen den Rollenscheiben nur über
einen Teil des Umfangs läuft,
der Abstand zwischen den Rollenscheiben zunimmt und anschließend entlang der
theoretischen kreisförmig
gekrümmten
Bahn des Antriebsriemens abnimmt. Von diesen bekannten Deformationseigenschaften
kann erwartet werden, dass die Bahn des Riementeils, der zwischen
den Rollenscheiben läuft,
aus einer radial leicht nach innen verlaufenden Bewegung des längslaufenden Riemenabschnitts
beim Eintritt zwischen die Scheiben einer Rolle und eine entsprechende
radial nach außen
verlaufende Bewegung des Riemens beim Austritt zwischen den Rollenscheiben,
bestehen würde.
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Es
hat sich herausgestellt, dass so eine beobachtete Form der gekrümmten Bahn
und so eine große
absolute Änderung
des Laufradius des Antriebsriemens signifikant in Form und Betrag
von dem abweicht, was zuvor erwartet werden konnte. Diese Phänomene unterstellen,
dass der Riemen kontinuierlich zwischen zwei Rollenscheiben wenigstens
in radialer Richtung gleitet. Da der zusammengesetzte Antriebsriemen,
der gegenwärtig
betrachtet wird, aus einer Vielzahl relativ dünner Querelemente zusammengesetzt
ist, die auf einem Endlosband verschiebbar befestigt sind, kann
sich jedes Querelement zumindest bis zu einem gewissen Grad in Bezug
auf das Nachbarelement frei bewegen. Somit kann gefolgert werden,
dass eine solche Riemenkonstruktion mehr zu Schlupf neigt als im
Vergleich zu längs
fixierten Riemenkonstruktionen, wie eine Kette oder ein kontinuierlicher
V-Riemen. Der zusammengesetzte Antriebsriemen
in Kombination mit einer großen Spannkraft,
durch die der Riemen zwischen den Rollenscheiben eingespannt wird
und die in modernen Getrieben erforderlich ist, bewirkt somit viel
größere Effizienzverluste
des Riemens in veränderten
Getrieben, als solche, die vorauszusehen wären. Insbesondere bei Getrieben,
die einen relativ kleinen Kegelwinkel aufweisen, d.h. kleiner als
11 Grad, der gegenwärtig
in im Handel erhältlichen
Getrieben verwendet wird, hat sich überraschenderweise der Spirallaufeffekt
bei Rollen, die eine mechanische Steifigkeit im Vergleich zu den
bekannten Rollendesign haben, als noch größer herausgestellt, mit den
oben erklärten negativen
Auswirkungen auf die Drehmomentübertragungseffizienz
selbst bei gleichem oder ähnlichem Spannkraftniveau.
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Gemäß der Erfindung
besteht eine wichtige Konsequenz des beobachteten spiralförmigen Laufs des
Riemens, d.h. weder einer kreisförmigen
Bahn noch einem symmetrischen Pfad folgend, umfassend zwei jeweils
das Spiegelbild des anderen bildende Abschnitte, darin, dass die
normale Kraft zwischen Riemen und Rollenscheiben nicht gleichmäßig entlang
der gekrümmten
Bahn verteilt wird, sondern vielmehr kontinuierlich anzusteigen
scheint. Das maximale Niveau einer solchen Kraft wird somit größer sein
als zuvor gedacht. Dieser Effekt wird bei höheren Spannkraftniveaus noch
deutlicher, d.h. bei höheren
vom Getriebe zu übertragenden
Drehmomentniveaus.
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Aus
dem oben genannten könnte
gefolgert werden, dass, wenn man die Rollen mit einer höheren Steifigkeit
durch Anwendung bekannter Konstruktionsmaßnahmen versieht, dies eine
adäquate und
einfache Maßnahme
darstellt, um den beobachteten radialen Schlupf zu verringern, wodurch
die Übertragungseffizienz
verbessert wird. Gemäß der Erfindung
wurde jedoch in Untersuchungen weiter festgestellt, dass ein Getriebe
mit steiferem Design nicht notwendigerweise zufrieden stellend arbeiten würde. Man
nimmt an, dass dies durch einen Mechanismus bewirkt wird, der in
das Schalten des Getriebes involviert ist, d.h. bei einer gewünschten
radialen Bewegung des Riemens über
seinen gesamten sich zwischen den Rollenscheiben befindlichen Teil.
Es scheint, dass eine solche radiale Bewegung nicht nur daraus folgt,
dass die Elemente dazu gebracht werden, sich zu bewegen, d.h. durch
Schlupf, und zwar in radiale Richtung entlang der Rollenscheibenfläche, sondern
auch durch die Deformation der Rollenscheiben gefördert wird,
wie oben beschrieben, was zu der gewünschten relativen radialen
Bewegung zwischen den einzelnen Querelementen und den Rollenscheiben
beiträgt.
Dementsprechend ist man der Ansicht, dass die Erhöhung der
Steifigkeit der Rollen nicht automatisch zu einem effizienten und funktionalen
Getriebe per se führt.
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Abgesehen
von der Identifikation und dem Einfluss des oben beschriebenen Spirallaufs
auf die Übersetzungsvorgänge, besitzt
die Erfindung ein neues Kriterium und einen hierin zulässigen Wert,
um die Leistungsqualität
eines Getriebes und insbesondere die Drehmomentübertragungseffizienz hiervon zu
bestimmen. Bei diesem Kriterium bezieht sich ein maximal zulässiger Wert
an axialer Ablenkung der Rollenscheiben an einer radial äußersten
Kante hiervon, der während
des Betriebs des Getriebes auftritt, sowohl auf das maximale Niveau
der aufgebrachten Spannkraft als auch auf den Kegelwinkel des Getriebes.
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Der
Erfindung wird nun anhand von Beispielen näher erläutert, die in den beigefügten Zeichnungen
dargestellt sind, darin zeigen:
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1 eine
schematische Darstellung eines Seitenrisses des kontinuierlich veränderbaren
Getriebes, auf das sich die vorliegende Erfindung bezieht, ausgestattet
mit Rollen und einem Antriebsriemen;
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2 eine
schematische Darstellung des Antriebsriemens mit Zugmitteln, auf
denen eine große
Anzahl an Querelementen befestigt ist. Die Figur enthält eine
Vergrößerung der
Anordnung, die zeigt, dass die Zugmittel eine Anzahl Bänder enthal ten
und wie ein Band und eine Sattelfläche des Elements zusammenwirken;
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3 eine
bildliche Darstellung der Kräfte, die
von der Rolle auf den Antriebsriemen ausgeübt werden, wie in einem schematischen
Querschnitt des Riemens dargestellt, wenn dieser zwischen die Scheiben
der Rolle eingekeilt ist;
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4 eine
Darstellung einer möglichen Bahn
des Antriebsriemens, die den Spirallauf auf Basis typischer Messdaten,
die sich auf dieses Phänomen
beziehen, zeigt;
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5 schematisch
den Effekt der axialen Ablenkung der Rollenscheibe bei unterschiedlichen Kegelwinkeln;
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6 eine
graphische Darstellung der Übertragungseffizienz
bezogen auf den Betrag an möglichem
radialen Schlupf des Antriebsriemens in seinem gekrümmten Bahnteil;
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7 eine
schematische Darstellung einer Rolle, die für FEM-Berechnungen geeignet
ist;
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8 einen
Graph, der das Verhältnis
zwischen Kegelwinkel und axialer Ablenkung gemäß der Erfindung zeigt;
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9 schematisch
eine zweite erfindungsgemäße Maßnahme,
um die Drehmomentübertragungseffizienz
des Getriebes zu verbessern;
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10 schematisch
eine dritte erfindungsgemäße Maßnahme,
um die Drehmomentübertragungseffizienz
des Getriebes zu verbessern.
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1 zeigt
schematisch ein kontinuierlich veränderbares Getriebe (KVG) mit
einem Antriebsriemen 1, der aus Zugmitteln 2 in
Form von verschachtelten, endlosen, dünnen Bändern besteht, und auf dem
eine Anordnung von Querelementen 3, alternativ als Transversalelemente
bezeichnet, befestigt ist, die frei über die Zugmittel 2 gleiten
können. Die
Bahn des Riemens 1 zeigt einen gekrümmten Teil, wo er auf den Rollen 4, 5 läuft, d.h.
zwischen den stumpf-kugeligen Rollenscheiben derselben. Wenn die
Rollenscheiben einer Rolle gegeneinander gedrückt werden, wird der Riemen 1 lokal
radial nach außen
verschoben, wodurch ein Krümmungsradius der
lokalen Bahn des Riemens, d.h. dessen so genannter Laufradius, zunimmt.
Gleichzeitig verschiebt sich, aufgrund der scheinbar konstanten
Umfangslänge
des Riemens 1, ein Riementeil zwischen den Scheiben der
anderen Rolle radial nach innen, wodurch es die Rollenscheiben auseinanderdrängt und der
lokale Laufradius abnimmt. Der Laufradius des Riemens 1 in
den Rollen 4 und 5 bestimmt das Drehmomentübertragungsverhältnis zwischen
den Rollen, das kontinuierlich durch die besagte radiale Verschiebung
des Riemens 1 variiert werden kann. Ein solches kontinuierlich
veränderbares
Getriebe ist an sich bekannt. Eine typische Dicke des Bandes reicht von
0,15 bis 0,25 mm, wohingegen eine typische Breite des Riemens 1 von
15 bis 35 Millimetern bei einer typischen Umfangslänge von
50 bis 100 cm reicht. Zwecks ökonomischer
Herstellung und zur Vermeidung technischen Aufwands wird normalerweise
nur eine Rolle axial verschiebbar angeordnet, um die radiale Verschiebung
zu gestatten, wohingegen die andere Scheibe axial fest in Bezug
auf die Rollenwelle angeordnet ist.
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2 stellt
einen Längsschnitt
des Riemens 1 dar, der eine Vorderansicht des Querelements 3 und
einen Querschnitt der Spannungsmittel 2 zeigt. Das Querelement 3 ist
auf seinen Seitenflächen
mit Rollenscheibenflächen 6 versehen,
mit denen es gegen die Riemenkontaktfläche der stumpf-kegligen Rollenscheiben
einer Rolle drücken
kann. Das Element 3 ist des Weiteren mit so genannten Sattelflächen 7 ausgestattet,
die mit den Zugmitteln 2 zusammenwirken können, insbesondere
in einem Teil der Bahn des Riemens 1, die dort in Längsrichtung
gekrümmt
ist, wo der Riemen zwischen den Scheiben einer Rolle eingespannt
läuft.
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3 stellt
schematisch die Kräfte
dar, die zwischen einem Riemen und der Rolle in einem Getriebe wirken.
Die normale Kraft Fn, die senkrecht zur lokalen Kontaktebene zwischen
der Rolle 4 und dem Riemen 1 einwirkt, wird gewöhnlich durch
die Aufbringung von hydraulischem Druck auf die axial äußere Fläche von
wenigstens einer Scheibe der Rolle 4 realisiert. Zu diesem
Zweck ist eine Kolben-/Zylinderanordnung auf bekannte Weise aufgenommen, wodurch
entweder der Zylinder an der Rollenwelle und der Kolben an einer
Rollenscheibe 16 fixiert ist, die in Bezug auf die Rollenwelle 14 axial
verschiebbar ist, oder umgekehrt. Der Zylinder wird wiederum durch
eine hydraulische Pumpe, die normalerweise Bestandteil des Getriebes
ist, versorgt. Durch den ausgeübten
hydraulischen Druck wird die bewegliche Scheibe 16 in eine
Richtung auf die entsprechende andere Scheibe 15, die den
Riemen zwischen den Scheiben 15, 16 spannt, gedrängt, was
zur normalen oder Reaktionskraft Fn führt. Abhängig vom entsprechenden Kegelwinkel λ einer Rollenscheibe 15, 16 kann
die normale Kraft Fn mathematisch aufgeteilt werden in eine axial
ausgerichtete Kraftkomponente Fax, die alternativ die Riemenspannkraft
und eine radial nach außen
gerichtete Komponente Fy bezeichnet. Die Summe der axialen Kräfte Fax,
die auf alle Querelemente 3 in Kontakt mit einer Rolle 4, 5 einwirken,
und der lokale Reibungskoeffizient μ bestimmen die Kraft, die zwischen
dem Riemen 1 und der Rolle 4 mithilfe von Reibung übertragbar
ist, die in Kombination mit dem lokalen Laufradius des Riemens den maximalen
Betrag an Drehmoment bestimmt, der auf die Rollenwelle durch den
Riemen 1 ausgeübt
werden kann, oder umgekehrt ohne gegenseitigen in einer tangentialen
Richtung dazwischen auftretendem Schlupf. Insofern tritt, wenn vorhanden,
eine solche tangentiale Richtung normalerweise an der Rolle 4, 5 mit
dem geringsten Betrag an sich berührenden Querelementen 3 auf,
d.h. dort, wo der Laufradius, d.h. der Krümmungsradius des in Längsrichtung
gekrümmten
Bahnteils, des Riemens 1 am kleinsten ist. Darüber hinaus können, indem
die Spannkraft einer der Rollen 4, 5 gegenüber der
anderen erhöht
wird, die Elemente 3, die zwischen den Scheiben der einen Rolle 4, 5 eingespannt
sind, radial nach außen
gedrängt
werden. Ansonsten können
sich die Elemente 3 radial nach innen bewegen, wenn die
Spannkraft dieser einen Rolle 4, 5 zugunsten der
Spannkraft der anderen Rolle 4, 5 reduziert wird.
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Da
der Riemen 1 an beiden Rollen 4, 5 eine radial
nach außen
gerichtete Kraft Fy erfährt,
die die Elemente 3 nach außen drängt, werden die Zugmittel 2 durch
Kontakt mit den Sattelflächen 7 der
Elemente unter eine bestimmte Spannung gesetzt. Hierdurch erfüllen die
Zugmittel 2 eine Funktion bei der Erhaltung der Integrität des Riemens 1.
Die Sattelflächen 7 sind
in Querrichtung leicht konvex geformt, um eine zentrierte Nachführung der
Zugmittel 2 auf den Sattelflächen 7 während der
häufigen
Anzahl an Umdrehungen zu fördern,
die ein Riemen 1 beim Übertragen
von Kraft von einer Rolle 4, 5 auf die andere
während
des Betriebs des Getriebes durchmacht.
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Auch
in 3 wird das Getriebe in einem Zustand nahe dem
so genannten OD-Zustand (Over Drive) gezeigt, in einem Zustand,
in dem der Riemens 1 an einer Antriebsrolle 5,
d.h. der Rolle 5, die dem Riemen 1 eine Reibungskraft
zuführt
und ihn in eine tangentiale Richtung treibt, eine größtmögliche radiale
Position zwischen den Scheiben der Rolle 15, 16 eingenommen
hat. Der OD-Zustand ist der am häufigsten
auftretende Zustand während
des Betriebs des Getriebes. Der Darstellung der 3 kann entnommen
werden, dass bei einer axialen Ablenkung der Rollenscheiben, d.h.
einem lokalen Auseinanderbiegen der Rollenscheiben oder Scheiben
unter Einwirkung der Reaktionskraft zur Spannkraft Fax, der Riemen 1 eine
radiale Position an der Stelle einnimmt, die um einen Betrag Sag
radial nach innen verschoben ist. An der Außenkante der Scheiben ist sicherlich
jedes Rollendesign in größerem oder
geringerem Maße
anfällig
für eine
solche axiale Ablenkung Dax unter Einwirkung der axialen Kraft Fax
aufgrund seiner begrenzten Steifigkeit, die den Riemen 1 dazu
bringt, einen radial weiter innen liegenden Laufpfad unter Einwirkung
der Zugmittel 2, die auf die Sattelflächen 7 einwirken,
einzunehmen, während
er seine Bahn innerhalb der Rolle 4, 5 durchläuft. Dieser Effekt,
der mit Fühlern,
die eine radiale Disposition des Riemens 1 exakt ertasten,
gemessen wurde, wird in der vorliegenden Erfindung Spirallauf des
Riemens genannt.
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4 ist
eine schematische Darstellung des Laufpfads eines Riemens in einem
Getriebe, wie er durch die dieser Erfindung zugrunde liegenden Untersuchungen
entdeckt wurde, wobei die radiale innere Verschiebung des Riemens 1 deutlich übertrieben
wurde. Sie zeigt, dass zwischen den Scheiben der Rolle 5 dieser
Pfad vom idealen Laufpfad abweicht, wo ihr Laufpfad einer kreisförmigen Bahn
mit einem bestimmten Radius entspricht. Er weicht auch von dem Pfad
ab, der basierend auf der bekannten Rollenverformung infolge der
Tatsache erwarteten werden kann, dass der Riemen 1 zwischen
den Scheiben nur entlang eines Teils ihres Umfangs liegt. Vielmehr
zeigt der gekrümmte
Teil der Riemenbahn, wie er gemäß der Erfindung
gefunden wurde, in den meisten Fällen
eine stete, nahezu nicht umkehrende Abnahme des Laufradius eines
Riemens. Wie zuvor erwähnt
erwies sich der Betrag an radialer Verschiebung des Riemens 1 in
einem solchen gekrümmten Teil
als unerwartet hoch. Darüber
hinaus kann aus der Form des Pfads geschlossen werden, dass die normale
Kraft Fn in Bewegungsrichtung des Riemens 1 zunimmt, woraus
gefolgert werden kann, dass die auftretende maximale normale Kraft
Fn deutlich größer ist
als ihr nominaler oder durchschnittlicher Wert, der berechnet werden
kann aus dem in der Druckkammer ausgeübten Drucks und dem gesamten
Flächeninhalt
der Kontaktflächen 6 der
Elemente 3 zwischen den Rollenscheiben zu einem gegebenen
Zeitpunkt.
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Solch
ein großer
Betrag an radialer Einwärtsbewegung
oder radialer Schlupf des Riemens 1 bei so großer normaler
Kraft führt
zu einem deutlichen Verlust an Übertragungseffizienz.
Umso mehr als der radiale Schlupf unvermeidlich auch zu tangentialem Schlupf
führt,
weil der Antriebsriemen 1 eine Geschwindigkeit in Längsrichtung
hat, die der der Tangentialgeschwindigkeit der Rollenscheibe bei
einem einfachen Laufradius entsprechen kann, während, aufgrund des Spirallaufs,
der Riemen 1 tatsächlich
zu einem gegebenen Zeitpunkt mit den Riemenscheiben bei mehreren
Radien gleichzeitig in Kontakt ist. Gemäß der Erfindung wird die Übertragungseffizienz besonders
nachteilig beeinflusst, wenn Getriebe mit einem Kegelwinkel λ von weniger
als 11 Grad arbeiten, wie dies die gegenwärtig für künftige wirtschaftliche Anwendungen
entwickelten tun.
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5 zeigt
den Einfluss des Kegelwinkels λ auf
dieses Phänomen,
das der Erfindung zugrunde liegt. 5 zeigt,
dass bei einer gegebenen axialen Ablenkung Dax der Rollenscheiben,
wobei diese Ablenkung natürlich
durch die Steifigkeit einer Rolle und die Spannkraft bestimmt ist,
der Betrag an sich daraus ergebender radialer Einwärts-Verschiebung
des Riemens Sag deutlich steigt, wenn der Kegelwinkel λ abnimmt.
Gemäß der Erfindung
wird das Phänomen dadurch
berücksichtigt,
dass die axiale Ablenkung Dax der beweglichen Scheibe durch die
Tangente des Kegelwinkels λ geteilt
wird. In 5 zeigen die Linien 9 bis 11 verschiedene
Ausrichtungen der Riemenkontaktfläche einer Rollenscheibe, z.B.
die in 3 gezeigte linke Scheibe der Rolle 4.
Die Linien 8 und 9 beziehen sich auf eine Kontaktfläche, die
unter einem relativ kleinen Kegelwinkel λ aufgenommen ist, z.B. 5 Grad,
während
die Linien 10 und 10 sich auf eine Kontaktfläche beziehen,
die unter dem typischerweise angewandten Kegelwinkel λ von etwa
11 Grad aufgenommen ist. Es wird gezeigt, dass bei einem identischen
Betrag an axialer Ablenkung Dax der beiden Flächen 8 und 10,
die die mit 9 bzw. 10 bezeichnete Stellung einnehmen,
die resultierende radiale Bewegung des Riemens Sag2 für die Kontaktfläche 8, 9,
die mit einem kleinen Kegelwinkel λ ausgerichtet ist, deutlich
größer ist
als die Sag1 für
die Kontaktfläche 10, 11,
die mit einem größeren Kegelwinkel λ ausgerichtet
ist, wobei der Sag-Parameter berechnet
werden kann, indem die axiale Ablenkung Dax durch die Tangente des
Kegelwinkels λ geteilt wird.
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Eine
Darstellung der vorhersehbaren Kapazität des erfundenen Kriteriums,
alternativ als Sag-Parameter bezeichnet, ist in 6 gezeigt.
Der Graph in 6 zeigt den Verlust an Drehmomentübertragungseffizienz
bei mehreren Werten für
Sag zwischen 0 und 3 mm. Es scheint, dass die vorhergesagte Effizienz
der gemäß diesem
Parameter konstruierten KVG-Übertragung
deutlich sinkt, wie durch die kreisförmigen Punkte in dem Graph
dargestellt, die sich auf Prototypen und im Handel angewandte Rollendesigns
mit unterschiedlicher Steifigkeit und unterschiedlichem Kegelwinkel λ beziehen.
Man nimmt man, dass der Effizienzverlust in den Kraftträgern 15, 18 und
Verluste im Riemen 1 selbst zwischen unendlich steifen
und praktischen Rollendesigns gleich bleiben. Es wird auch angenommen, dass
irgendwelche anderen Effizienzverluste dem Wert des Sag zugeschrieben
werden können.
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Erfindungsgemäß kann statt
des Messens der radialen Einwärts-Verschiebung des
Riemens, d.h. des Sag-Parameters, der Wert hiervon genau und einfach
durch eine unten definierte FEM-Berechnungsmethode
angenähert
werden. Eine solche Methode gestattet die Validierung eines neuen
Rollendesigns im Hinblick auf das Phänomen der Drehmomentübertragungseffizienz,
sogar bevor ein Prototyp hergestellt wurde. Das Verfahren basiert
auf einer allgemein anwendbaren und zugänglichen, computerisierten
und standardisierten FEM-Berechnung, die von einem Datensatz ausgeht,
in dem alle Werte der X-, Y- und Z-Abmessungen der geometrischen
Merkmale der Rollenwelle 14 und der festen Scheibe 15 enthalten
sind sowie die darauf durch den Antriebsriemen, die bewegliche Rollenscheibe
und die Wellenlager ausgeübten
Nettokräfte,
wie weiter unten unter Bezugnahme auf 7 beschrieben
ist. Die X-Richtung ist die axiale Richtung, die auch die Rotationsachse
der Rolle 4 ist, wohingegen die Y- und Z-Richtungen senkrecht
dazu und zueinander ausgerichtet sind. Die Lager 12, 13 der
Rollenwelle 14 werden in der FEM-Berechnung bedacht und
als so genannte Mehrpunkteinschränkung
(MPC) in sie eingeführt,
d.h. auf einer Mittel- linie
der Welle 14 befindet sich ein Netzknoten, der dem Punkt
auf halbem Wege der axialen Abmessung des Lagers entspricht, wobei
der Knoten von Knoten umgeben ist, die in der radial äußeren Fläche der
Welle 14 über
der axialen Abmessung des Lagers 12, 13 liegen,
wobei letztere Knoten einer Übersetzung
und Drehung des zentralen Knoten folgen. Ein Lager 13 ist
in Y- oder Z-Richtung befestigt, gestattet jedoch Übersetzungen
in X-Richtung, wohingegen das andere Lager 12 in alle X-,
Y- und Z-Richtungen
befestigt ist. Die Lager 12, 13 werden weiter
als fest in Bezug auf die Drehung in X-Richtung erachtet, wobei
Drehungen in X- oder Z-Richtung gestattet sind.
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Gemäß der Erfindung
werden zur Berechnung der axialen Ablenkung der festen Rollenscheibe 5 die
Spannkraft und die Reaktionskraft als gleich über alle Querelemente 3,
die zwischen den Scheiben 15, 16 eingespannt sind,
verteilt angesehen. Die auf den Riemen ausgeübten Spannkräfte und
die Reaktionskraft, die die Spannkraft begleitet, werden in dieser
standardisierten FEM-Berechnung gemäß der Erfindung wie Drücke angewendet.
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Die
Methode befasst sich des Weiteren mit Biegekräften auf die Welle 14,
bedingt durch eine Kippbewegung der beweglichen Scheibe 16 und
ihres Kragens 19 der Welle 14, die in der Praxis
auftritt und von der Reaktionskraft herrührt, die durch den Riemen 1 auf
die beweglichen Scheibe ausgeübt wird,
was in 7 schematisch in deutlich vergrößertem Maße dargestellt
ist. Bei der Berechnungsmethode sind die Biegekräfte über die Hälfte des Wellenumfangs 20 an
einem der festen Scheibe 15 am nächsten liegenden axialen Ende 21 derselben
und über
die gegenüberliegende
Hälfte
des Wellenumfangs 17 am gegenüberliegenden axialen Ende 18 hiervon
gleich zu verteilen, und sie sind auch über die axiale Ausdehnung solcher
Umfänge
gleich zu verteilen, das entspricht dem Bereich, wo die bewegliche Scheibe 16 und
die Welle 14 sich während
des Betriebs unter Einwirkung der Reaktionskraft berühren würden. Es
hat sich herausgestellt, dass ein Bereich von etwa 3 mm, der etwa
0,5 mm einwärts
von der präzisen
axialen Position auf der Welle der axialen Enden 21, 18 beginnt,
eine gute Näherung
darstellt. Die axiale Ablenkung Dax, die mit der so geschaffenen
FEM-Berechnungsmethode ermittelt wurde, enthält auch den Anteil einer Biegung
der Rollenwelle 14.
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Die
in der Berechnungsmethode verwendeten FEM-Elemente sind 2D-vermascht
und so genannte QUAD4. Die Größe beträgt 5 mm,
und es werden etwa 1000 Elemente verwendet. Das Verhältnis Länge/Breite
ist kleiner als 5. 3D-Elemente werden dadurch geschaffen, dass 2D-Elemente
24-mal um 15 Grad gedreht werden. Natürlich wird nur die Hälfte des
3D-Modells tatsächlich
benötigt
(d.h. 12-mal 15 Grad), weil die Konstruktion in zwei zueinander
symmetrische Hälften
geteilt werden kann. Das Rollenmaterial wird durch seinen Elastizitätsmodul
und die Poisson-Zahl
spezifiziert, die für
gewöhnlichen
Stahl auf 210.000 n/mm2 bzw. 0,3 eingestellt werden können.
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Mit
der oben beschriebenen FEM-Berechnungsmethode kann die axiale Ablenkung
der Rollenscheiben leicht bestimmt werden, und zum Sag-Parameter
gelangt man durch Teilen der axialen Ablenkung Dax durch die Tangente
des Kegelwinkels λ.
Erreicht wird der extremste Sag-Wert eines Getriebe im Allgemeinen
für die
Antriebsrolle durch ein im Over Drive arbeitendes Getriebe bei einem
maximalen Übertragungsdrehmomentniveau
in einem solchen Over Drive und durch Aufbringen einer entsprechenden
maximalen Spannkraft. Man kann es begrüßen, dass das Kriterium Sag
insofern allgemeingültig ist,
als es für
jedes Rollendesign an wendbar ist, unabhängig vom Kegelwinkel. Es ist
insofern vorteilhaft, als es eine Prüfung eines Rollendesigns hinsichtlich seiner
Leistung in der Realität
gestattet, noch bevor die Rolle gebaut wurde, indem eine relativ
einfache FEM-Berechnung anhand der durch diese Erfindung vorgelegten
Anweisungen durchgeführt
wird.
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Als
Folge der zuvor erwähnten,
der Erfindung zugrunde liegenden Erkenntnis, wird in 8 ein
Verhältnis
zwischen einem praktisch tolerierbaren maximalen Betrag an axialer
Ablenkung Dax und dem Wert des Kegelwinkels λ dargestellt. Die radiale Absenkung
eines Riemens in einer Rolle Sag stimmt mit der Erfindung überein,
die aus diesen Parametern berechnet wurde, indem der Betrag an axialer
Ablenkung Dax, wie aus dem standardisierten FEM-Modell der Rolle
berechnet, durch den Tangens des Kegelwinkels, d.h. durch tan(λ), geteilt
wurde.
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In Übereinstimmung
mit der zugrunde liegenden Untersuchung und Analyse hat sich in
der Praxis herausgestellt, dass das einwandfreie Funktionieren eines
Getriebes mit großer
Bestimmtheit bei Sag-Werten unter 1,2 mm angetroffen werden kann. Gemäß der Erfindung
wird es ebenfalls als vorteilhaft erachtet, dass der Sag-Parameter
größer als
0,5 mm ist, weil erfindungsgemäß zumindest
etwas radialer Schlupf für
den zuverlässigen
Betrieb des Getriebes erforderlich ist, z.B. um schnelles und glattes
Schalten des Getriebeverhältnisses
durch eine gewünschte
radiale Bewegung des Riemens zu realisieren. Darüber hinaus kann zumindest eine
gewisse Verformung der Rollenscheiben und somit ein nominaler Wert
des Sag-Parameters auch als Vorteil eingestuft werden, weil die
Kräfte
zwischen den Elementen und den Scheiben dann über einen bestimmten Bereich verteilt
werden, wodurch die Kontaktspannungen innerhalb der Grenzen des
Designs gehalten werden und wodurch die Elemente eine gut definierte
Stellung zwischen den Rollenscheiben einnehmen. Der Sag-Wert von
0,5 mm hat sich als eine geeignete untere Grenze herausgestellt.
In 8 sind die Kurven 22 und 23 jeweils
für einen
Sag gleich 1,2 mm und einen Sag gleich 0,5 mm gezogen. Zwischen
den Kurven 22 und 23 ist ein Bereich anwendbarer
Werte für die
axiale Ablenkung Dax einer Rollenscheibe in Kombination mit dem
Wert für
den Kegelwinkel λ definiert.
Mit den oben genannten Beschränkungen
gestaltete Getriebe haben selbst dann eine optimale Drehmomentübertragungseffizienz,
wenn sie ein relativ hohes Drehmoment übertragen und/oder wenn sie
einen relativ kleinen Kegelwinkel λ, d.h. kleiner als 11°, enthalten.
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Gemäß der Erfindung
wird bei kleinen gewünschten
Werten an axialer Ablenkung Dax ein weiterer Aspekt der Erfindung
relevant. Es mag begrüßt werden,
dass zur Realisierung solcher kleinen Ablenkungen Dax die Rollenstruktur
deutlich versteift werden muss. Tatsächlich kann eine erforderliche
Versteifung so aufwändig
werden, dass jeglicher Zunahme der Effizienz aufgrund eine Verringerung
des radialen Schlupfes des Riemens durch eine Verringerung hiervon
vollständig
entgegengewirkt wird und zwar aufgrund der gestiegenen Masse der
Rolle, um so eine geringe Ablenkung Dax zu realisieren, oder zusätzlich gehen
die Herstellungskosten so in die Höhe, dass sie nicht länger durch
die gestiegene Effizienz kompensiert werden. Erfindungsgemäß wird eine
axiale Ablenkung Dax von etwa 0,1 mm als ein praktisch anwendbarer
optimaler Wert angesehen. Aus 8 geht hervor,
dass bei einem solchen Dax-Wert der gesamte Bereich an Kegelwinkeln λ zwischen
5 und 11 Grad innerhalb des Sag-Bereichs, wie in der vorliegenden
Erfindung beansprucht, angewandt werden kann.
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Erfindungsgemäß können die
bekannten Rollendesigns an die vorliegende Erfindung angepasst werden,
indem das Rollendesign in ein Getriebe aufgenommen wird, wobei die
maximale Spannkraft, die während
des Betriebs aufgebracht wird, relativ niedrig ist oder alternativ,
indem die Rollenkonstruktion allgemein versteift wird, z.B. durch
Benutzen eines anderen festeren Materials, z.B. eine dickere Welle
oder dickere Scheiben.
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Die
Erfindung liefert auch günstige Änderungen
des Rollendesigns, die die Übernahme
des Designs ermöglichen,
um eine hohe maximale Spannkraft zu bewältigen, während eine Verbesserung der Drehmomenteffizienz
ermöglicht
wird, wobei die Änderungen
als effizienter und effektiver eingestuft werden als die oben genannten
offensichtlichen, aber unvorteilhaften und teuren Maßnahmen,
bei denen mehr Material zugefügt
oder ein an sich steiferes Material verwendet wird. Somit liefert
die Erfindung des Weiteren mehrere Maßnahmen, die auf bekannte Rollendesigns
angewandt werden können,
um den Wert of Sag-Parameter zu senken und es dem Getriebe gestatten,
mit verbesserter Effizienz zu arbeiten.
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Bei
einer ersten Maßnahme
gemäß der Erfindung
wird ein drittes Lager um die Rollenwelle 14 zugefügt, mit
einem Lager auf jeder Seite des daran angrenzenden Satzes Rollenscheiben,
wobei das dritte Lager unmittelbar an das Lager der feste Scheibe 15 angrenzend
angeordnet ist. Durch diese Maßnahme
wird das Bie gen der Welle 14 unter Einwirkung der Biegekräfte Fb größtenteils
verringert. Dadurch kann die axiale Ablenkung Dax der Rollenscheiben 15, 16 weitgehend
verringert werden, in einigen Fällen
sogar halbiert. Alternativ kann der Wellendurchmesser 14 erhöht werden,
dies wird jedoch im Allgemeinen im Stand der Technik nicht bevorzugt,
da es dazu nur bei einer Zunahme der Gesamtgröße des Getriebes kommt oder
bei einer Verringerung des Bereichs verfügbarer Übertragungsverhältnisse.
Diese Maßnahme
beruht auf der wichtigen Erkenntnis, dass die axiale Ablenkung des
festen Scheibe 15 im Allgemeinen deutlich größer sein
wird als die der axial verschiebbaren Scheibe 16, weil
die ehemalige Scheibe 15 nur in axialer Richtung gestützt wird,
wo sie an der Welle 14 befestigt ist, wohingegen die axial
verschiebbare Scheibe eine axial ausgerichtete Kraft durch den ausgeübten Drucks
in der Kolben-/Zylinderanordnung erfährt, die sich im Allgemeinen über einen
großen
Teil der radialen Ausdehnung der entsprechenden Scheibe 16 erstreckt, möglicherweise
sogar zwischen der Welle 14 und einer radial äußeren Kante
der Scheibe 16. Somit wird das zusätzliche Stützen der festen Scheibe im
Allgemeinen im Hinblick auf das Verringern des maximalen Betrags
an axialer Ablenkung Dax viel effektiver sein als im Hinblick auf
das Einführen
derselben Maßnahme
bei der axial verschiebbaren Scheibe.
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Bei
einer zweiten erfindungsgemäßen, in 9 dargestellten
Maßnahme
wird zumindest die feste Rollenscheibe 15 einer Scheibe 4, 5 durch
Erhöhung
ihrer axialen Abmessung versteift, um jedoch das Gewicht beizubehalten,
erfolgt eine solche Erhöhung über die
gesamten tangentiale Abmessung der Scheibe 15, aber nur
stellenweise zum Beispiel durch Einbauen einer Anzahl radial ausgerichteter
Versteifungsrippen mit einer beschränkten tangentialen Abmessung
oder durch Vorsehen von Ausnehmun gen oder Löchern in der Fläche der
Scheibe 15, die vom Riemen 1 axial abgewandt ist.
Vorzugsweise stehen solche Ausnehmungen oder Löcher in einem gegenseitigen
hexagonalen Verhältnis.
Gemäß der Erfindung
ist es besonders vorteilhaft, die radial einwärts angeordnete Basis 27 der
Scheibe 15 allgemein zu versteifen, so dass die axiale
Breite der Scheibe 15 deutlich in radialer Auswärtsrichtung
entlang der Basis 27 zu ihrer radial äußeren Kante 28 zunimmt.
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Bei
einer dritten und letzten Maßnahme
gemäß der Erfindung
nimmt der Kegelwinkel λ von
wenigstens einer festen Rollenscheibe 15 in radialer Auswärtsrichtung
zwischen einer radial innersten Stellung auf seiner Riemenkontaktfläche 29 und
einer radial äußersten
Stellung hiervon zu, was für
die feste Scheibe 15 einer Rolle in 10 dargestellt
ist. Wie oben erklärt,
hat der Kegelwinkel λ einen
großen Einfluss
auf den Sag-Parameter bei einer gegebenen axialen Ablenkung Dax.
Es kann jedoch auch so verstanden werden, dass die axiale Ablenkung
Dax oder alternativ der Betrag der axialen Auswärtsbiegung einer Rollenscheibe 15 mit
zunehmender radialer Position auf der Rollenscheibe dort zunimmt,
wo eine solche Ablenkung durch ein zunehmendes Kraftmoment der Reaktionskraft
Fr in Bezug auf den Rollenwelle 14 bestimmt wird. Durch
Anwenden eines größeren Kegelwinkels λ in radialer
Auswärtsrichtung
auf die Kontaktfläche 29 kann
somit dem Effekt der axialen Ablenkung Dax, die in diese Richtung
zunimmt, in geringerem oder größerem Umfang
entgegengewirkt werden. Der Kegelwinkel λ einer Rollenscheibe 15 nimmt
also kontinuierlich in radialer Auswärtsrichtung zu, z.B. indem
die Kontaktfläche 12 eine
passende Bogenform mit einem Krümmungsradius
R, wie in einem tangentialem Querschnitt zu sehen, erhält, wie in 10 dargestellt.
Vorzugsweise wird jedoch eine Splint-Kurve benutzt, um die Form
der Kontaktfläche 29 zu
definieren. Gemäß der Erfindung
wird es hier als vorteilhaft angesehen, wenn die Splint-Kurve so gewählt wird,
dass während
des Betriebs der maximale Wert des radialen Sag-Parameters für jede radiale
Position auf der Rollenscheibe im Wesentlichen konstant ist. Es
hat sich herausgestellt, dass dies etwa der Fall ist, wenn der Kegelwinkel
etwa gleich 7 Grad in der radial innersten Stellung auf der Kontaktfläche 29 der
Rollenscheibe 15 ist und allmählich auf etwa 11 bis 12 Grad
in der radial äußersten
Stellung zunimmt.
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Beim
Ausgestalten einer Rolle gemäß der Erfindung
wird man feststellen, dass die in der Realität durch ein Getriebedesign
zu erreichende Drehmomentübertragungseffizienz
vorhergesagt und bewusst im Vorfeld größtenteils zuverlässig gesteuert werden
kann. Wie man der vorliegenden Beschreibung entnehmen kann, berücksichtigt
der einfache Parameter Sag gemäß der Erfindung
die Hauptfaktoren, die diese Effizienz beeinflussen, umfassend die mechanische
Steifigkeit der Rollenkonstruktion, den Kegelwinkel λ und den
Betrag an Spannkraft Fc auf den Riemen.
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Es
wird weiter angeführt,
dass die vorliegende Erfindung für
ein Getriebe besonders relevant ist, das mit einem zusammengebauten
Antriebsriemen der hierin beschriebenen Art ausgestattet ist. Dies beruht
auf der Tatsache, dass die Elemente 3 beweglich auf dem
Träger
angeordnet sind, so dass sie gegeneinander begrenzt verschiebbar
sind, wohingegen zum Beispiel ein Kettenband oder ein Gummiband
bis zu einem gewissen Grad eine kontinuierliche Struktur bilden.
Somit werden das Verhalten und die Bahn des zusammengebauten Riemens
durch die axiale Verformung oder Ablenkung der Rollenscheiben zu
einem relativ großen
Betrag beeinflusst.
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Die
Erfindung bezieht sich nicht nur auf die Gesamtheit der vorhergehenden
Beschreibung und alle Details der zugehörigen Figuren, sondern auch auf
alle Merkmale der nachfolgenden Ansprüche.