CN105370799A - 链式无级变速器 - Google Patents

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Abstract

一种链式无级变速器，链条的销与滑轮接触的销-滑轮接触点在链条向滑轮卷缠之际在滑轮的圆锥面上滑动移动。该移动距离即接触点滑动距离与链条处于直线状态时的销彼此的接触点即销-销接触点和销-滑轮接触点的y轴方向的距离即偏移相关联。分别求出链条的最大挂设直径和最小挂设直径下的接触点滑动距离最小的偏移，在上述值之间设定偏移。或者将销-滑轮接触点设定在链条直线状态时的销-销接触点附近。

Description

链式无级变速器
在2014年8月8日提出的日本专利申请2014-162904的说明书、附图及摘要作为参照而包含于此。
技术领域
本发明涉及链式无级变速器。
背景技术
已知有一种无级变速器，具备2个滑轮，这2个滑轮具有相对且相互的距离可变更的圆锥面，在这2个滑轮上卷挂有挠性环状构件。一方的滑轮的旋转通过挠性环状构件向另一方的滑轮传递。此时，通过变更相对的圆锥面的距离来变更挠性环状构件相对于滑轮的卷挂半径，从而能够变更变速比。
已知有使用了链条作为挠性环状构件的无级变速器。所述链条将具有开口的板形状的链环沿着链条的周向配置。链条将具有链环单元和两个销的链节连结而形成。链环单元在链条的宽度方向上排列多个链环而构成。销在链环两端处分别贯通所述开口。链节彼此的连结是将相邻的链节的一方的销穿过另一方的链节的链环的开口而成。
一个链环单元的2个销的两方或一方的两端分别与相对的滑轮圆锥面接触。在欧洲专利申请公开第1862700号说明书中公开了一种销与滑轮圆锥面接触的点在链条的厚度方向上位于比销的中心线靠外侧处的链条(参照图3B)。记载有通过将接触点设为外侧来减少噪音的情况(参照图5)。
在链式无级变速器中，未研究滑轮与销的接触点的滑动产生的损失。
发明内容
本发明的目的之一在于减少滑轮与销的接触点的滑动产生的损失。
本发明的一方案的无级变速器具有：两个滑轮，具有相对且相互的距离可变更的圆锥面；及链条，所述链条卷挂于所述两个滑轮，且由所述圆锥面夹持，该无级变速器的结构上的特征在于，链条包括链节，该链节包括将具有开口的板形状的链环沿着链条的周向配置且在链条的宽度方向上排列多个而构成的链环单元、在所述链环的两端分别贯通开口且两端与所述圆锥面抵接的两个销，链条通过将该链节沿链条周向连结而形成。相邻的链节彼此的结合通过相互将自身的链节的销穿过对方的链节的开口来实现。在属于相邻的链节的销之间传递作用于链条的张力。
附图说明
图1是表示链式无级变速器的主要部分的图。
图2是表示链条的构造的侧视图。
图3是用于说明链条的构造的立体图。
图4是表示链条的构造的俯视图。
图5是用于说明链条的弯曲伸长时的销的行迹的图。
图6是用于说明链条的弯曲伸长时的销的行迹的图。
图7是表示接触点滑动距离与效率之间的关系的图。
图8是表示接触点滑动距离与效率之间的关系的图。
图9是表示接触点滑动距离与效率之间的关系的图。
图10是关于规格1、2的链条，表示坐标系及参数的图。
图11是关于规格1、2的链条，表示坐标系及参数的图。
图12是在规格1的链条中，表示链条的挂设直径与接触点滑动距离成为最小的偏移之间的关系的图。
图13是在规格1的链条中，表示带的挂设直径与接触点滑动距离的最小值之间的关系的图。
图14是在规格1的链条中，表示偏移及变速比与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图15是在规格1的链条中，表示变速比为0.417时的偏移与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图16是在规格1的链条中，表示变速比为0.714时的偏移与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图17是在规格1的链条中，表示变速比为1.000时的偏移与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图18是在规格1的链条中，表示变速比为1.600时的偏移与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图19是在规格1的链条中，表示变速比为2.400时的偏移与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图20是链条卷缠于滑轮时的间距的说明图。
图21是在规格2的链条中，表示带的挂设直径与接触点滑动距离成为最小的偏移之间的关系的图。
图22是在规格2的链条中，表示带的挂设直径与接触点滑动距离的最小值之间的关系的图。
图23是在规格2的链条中，表示偏移及变速比与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图24是关于规格3的链条，表示坐标系及参数的图。
图25是在规格3的链条中，表示带的挂设直径与接触点滑动距离成为最小的偏移之间的关系的图。
图26是在规格3的链条中，表示带的挂设直径与接触点滑动距离的最小值之间的关系的图。
图27是在规格3的链条中，表示偏移及变速比与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图28是关于规格4的链条，表示坐标系及参数的图。
图29是在规格4的链条中，表示带的挂设直径与接触点滑动距离成为最小的偏移之间的关系的图。
图30是在规格4的链条中，表示带的挂设直径与接触点滑动距离的最小值之间的关系的图。
图31是在规格4的链条中，表示偏移及变速比与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图32是在规格4的链条中，表示变速比为0.417时的偏移与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图33是在规格4的链条中，表示变速比为0.714时的偏移与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图34是在规格4的链条中，表示变速比为1.000时的偏移与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图35是在规格4的链条中，表示变速比为1.600时的偏移与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
图36是在规格4的链条中，表示变速比为2.400时的偏移与综合接触点滑动距离之间的关系的图。
具体实施方式
以下，按照附图，说明本发明的实施方式。图1示出链式无级变速器10的主要部分。链式无级变速器10具有2个滑轮12、14和卷挂于上述滑轮的链条16。将2个滑轮中的一个记为输入滑轮12，将另一个记为输出滑轮14。输入滑轮12具有固定绳轮20和移动绳轮22。固定绳轮20固定于输入轴18。移动绳轮22在输入轴18上沿着输入轴能够滑动移动。固定绳轮20与移动绳轮22的彼此相对的面具有圆锥侧面的形状。将上述的面记为圆锥面24、26。通过该圆锥面24、26形成V字形的槽，以由圆锥面24、26夹着侧面的方式使链条16位于该槽内。输出滑轮14也与输入滑轮12同样具有固定绳轮30和移动绳轮32。固定绳轮30固定于输出轴28。移动绳轮32在输出轴28上沿着输出轴能够滑动移动。固定绳轮30与移动绳轮32的彼此相对的面具有圆锥侧面的形状。将上述的面记为圆锥面34、36。通过该圆锥面34、36形成V字形的槽。以由圆锥面34、36夹着侧面的方式使链条16位于该槽内。
输入滑轮12与输出滑轮14的固定绳轮和移动绳轮的配置相反。即，在输入滑轮12中，移动绳轮22在图1中配置于右侧，相对于此，在输出滑轮14中，移动绳轮32配置于左侧。通过使移动绳轮22、32滑动，而彼此相对的圆锥面24、34、26、36的距离变化，通过上述的圆锥面形成的V字槽的宽度变化。由于该槽宽的变化而链条的卷挂半径(以下，记为挂设直径)变化。即，当移动绳轮22、32从固定绳轮20、30分离时，槽宽变宽，链条16向槽深的位置移动，挂设直径减小。反之，当移动绳轮22、32接近固定绳轮20、30时，槽宽变窄，链条16向槽浅的位置移动，挂设直径变大。通过使挂设直径的变化在输入滑轮12与输出滑轮14中相反，由此避免链条16松弛。通过移动绳轮22、32的滑动，V字槽的宽度连续变化，挂设直径也连续变化。由此，能够使从输入轴18向输出轴28的传递中的变速比连续变化。
图2～4是表示链条16的构造的详情的图。在以后的说明中，将沿着链条16延伸方向的方向记为周向，将与周向正交且与输入轴18及输出轴28平行的方向记为宽度方向，将与周向和宽度方向正交的方向记为厚度方向。图2是链条16的一部分的从宽度方向观察到的图，图3是将一部分抽出而分解表示的图，图4是链条16的一部分的从外周侧沿厚度方向观察到的图。
在图2中，左右方向为周向，上下方向为厚度方向。链条16将具有开口38的板形状的链环40与棒形状的销42a、42b组合而形成。各个链环40包括厚度在内为同一形状，棒形状的销42a及销42b分别为同一形状。链环40在宽度方向上以规定图案排列(参照图4)，2个销42a、42b在链环的两端处贯通开口。2个销42a、42b的两端或任一个销的两端与输入及输出滑轮12、14的圆锥面24、26、34、36抵接。将这2个销42a、42b和贯通于销的链环的组记为链节44。在图3中示出两个链节44-1、44-2。附标“-1”“-2”“-3”在将链节及属于链节的链环、销区别于其他的链节的情况下使用。链节44-1由多个链环40-1和贯穿链环40-1的2个销42a-1、42b-1构成。2个销42a-1、42b-1在链环40-1的两端处，分别向开口38-1压入或位置固定而结合。链节44-2也同样由多个链环40-2和贯穿链环40-2的2个销42a-2、42b-2构成。而且，将属于一个链节44的链环40的整体记为链环单元46。在链环单元46中，也是，在需要区分所属的链节的情况下，使用前述的附标“-1”“-2”“-3”进行说明。
相邻的链节44-1、44-2的连结通过将销42a、42b相互向对方侧的链环40的开口38穿过来实现。如图3所示，左侧的链节44-1的销42b-1以位于右侧的链节44-2的销42a-2的右侧的方式配置在开口38-2内。反之，右侧的链节44-2的销42a-2以位于左侧的链节44-1的销42b-1的左侧的方式配置在开口38-1内。这2个销42b-1、42a-2卡合，在它们之间传递链条16的张力。在链条16弯曲时，相邻的销例如销42b-1、42a-2彼此以在相互的接触面上滚动的方式移动，允许弯曲。
图4示出属于3个链节44的链环40及销42a、42b。关于与这3个链节相邻的链节，进行省略。链环40沿宽度方向(图4中的左右方向)排列多个，在周向上也适当错开配置。由此，链节44沿周向相连而构成一个链条。图示的链环40的配置是一例，也可以采用其他的配置。
图5及图6是表示链条16向滑轮12、14的一方啮入时的链条16、尤其是销42a、42b的行迹的图。为了简便起见，以下，关于输入滑轮12进行说明。图5、6都示出从固定在输入滑轮12上的视点观察到的状态。图5示出链环40-3开始向输入滑轮12啮入时，图6示出啮入结束而成为啮入后的状态时。在图5、6中，黑圈“●”及白圈“○”表示销42a、42b在由输入滑轮12的圆锥面夹持时与滑轮12的圆锥面接触的点(以下，记为销-滑轮接触点)48。由黑圈表示的销-滑轮接触点48表示该销所属的链节44成为完全啮入输入滑轮12的状态时的接触点。在图5中，链节44-1是完全啮入的状态。属于该元件的2个销42a-1、42b-1的销-滑轮接触点48由黑圈表示。白圈表示完全啮入之前的销-滑轮接触点48。在销进入滑轮的V字槽之前，销与滑轮不接触。然而，为了便于说明，也包括将来与滑轮接触的点在内记为销-滑轮接触点。
在图5、6中，双重圆“◎”表示销彼此接触的点(以下，记为销-销接触点)50。销-销接触点50在链条16向输入滑轮12卷缠的过程中移动。图5、6所示的销-销接触点50A表示卷缠开始(图5)和卷缠结束(图6)。随着链节44-3的销42b-3在销42a-1的侧面上滚动那样地移动，而销-销接触点50A在链条16的厚度方向上朝向外侧移动。销-销接触点50移动直至链节44-3成为完全啮入输入滑轮12的状态为止。
销与销、及销与滑轮现实的情况是由于构件的变形而在具有面积的区域接触。然而，在此，未考虑销、滑轮等构成构件的变形，作为完全的刚体进行点接触的情况进行说明。
销-滑轮接触点48是在销42的端面上不移动的点。然而，在链条的卷缠过程中在输入滑轮12的圆锥面上移动。在图5中，链节44-3是开始向输入滑轮12卷缠时的状态。此时，属于链节44-3的2个销中的前方的销42b-3的销-滑轮接触点48A的输入滑轮12的圆锥面上的位置比通过由黑圈表示的销-滑轮接触点48的圆弧(图中，由虚线表示)靠内侧处。销-滑轮接触点48A随着链节44-3向输入滑轮12卷缠而向输入滑轮12的径向外侧移动。并且，销-滑轮接触点48A在后方的销42a-3由输入滑轮12的圆锥面夹持时，即链节44-3的卷缠结束时，到达由虚线表示的圆弧。这样，销-滑轮接触点48A在链节44-3向输入滑轮12卷缠的过程中，在输入滑轮12的圆锥面上移动。此时的滑动产生的摩擦成为链式无级变速器的损失的一个原因。在链条16向输出滑轮14卷缠时也同样，销-滑轮接触点48在输出滑轮14的圆锥面上滑动。
在链条16从滑轮12、14放出时，也产生销-滑轮接触点48的滑动。此时，不断放出的链节44的后方的销42的销-滑轮接触点48在滑轮12、14的圆锥面上移动。
这样，链条16向滑轮12、14卷缠而且放出时，即，链条16在直线状态与弯曲状态之间弯曲伸长时，销-滑轮接触点48在滑轮12、14的圆锥面上滑动移动。此时的链条的厚度方向上的移动距离记为“接触点滑动距离S”。接触点滑动距离S越大，损失越大。而且，链条16较大地弯曲的情况即挂设直径小的情况下的接触点滑动距离变大。在链式无级变速器10中，链条16的卷挂半径除了变速比为1时以外，在输入滑轮12和输出滑轮14中不同，因此接触点滑动距离也不同。因此，链条16与滑轮12、14的摩擦损失需要相对于一个链节44旋转1圈时的、2个销42a、42b与滑轮12、14之间的接触点滑动距离S的总计的值进行评价。该接触点滑动距离S的总计记为“综合接触点滑动距离T”。
图7至图9是以综合接触点滑动距离T为横轴并以效率为纵轴的图。在各图中标绘的点表示规格不同的链条产生的结果。具体而言，示出销彼此接触的面的形状(后述的作用曲线的形状)、链条的直线状态下的销-销接触点的位置、销-滑轮接触点的位置不同的链条产生的结果。而且，在图5、6的例子中，示出一个链节44的2个销与滑轮接触的例子。然而，在图7～9中，也示出仅1个销与滑轮接触的例子。而且，图7、8、9分别示出变速比为0.5、0.7、1.0的情况。根据图7～9可知，综合接触点滑动距离T越短，效率越高。
接下来，说明用于缩短接触点滑动距离S的销的形状。为了便于说明，如图10、11所示确定坐标系及参数。图10是表示链条16的直线状态的图。将直线状态的销-销接触点50确定为坐标轴的原点。x轴将链条的周向、链条的行进方向确定为正方向，y轴将链条的厚度方向、成为环的链条的朝向径向外侧的方向确定为正方向。而且，将链条的宽度方向即与x轴及y轴正交的轴作为z轴进行说明。z轴的正方向以该坐标系成为右手坐标系的方式决定。而且，将相邻的销-销接触点50的距离作为“接触点间距P”。销-销接触点50因链条的弯曲而移动，因此根据链条16的弯曲状态而接触点间距变化。
图11是将接触的2个销42a、42b抽出表示的图。各销除了两端部之外，在z方向上具有相同的截面形状。销的端面对应于滑轮12、14的圆锥面而倾斜，因此端面的部分的截面形状并不固定。为了简便起见，通过向与z轴正交的平面的投影图来说明销42a、42b的形状。销-销接触点50实际上成为与z轴平行地延伸的线而出现。将2个销42a、42b的相对的侧面的y坐标为正的范围记为“作用曲线”，其标号为52。在将2个销的作用曲线进行区分的情况下，销42a的作用曲线由标号52a表示，销42b的作用曲线由标号52b表示。在以下的说明中，也是在需要区分2个销时，对于与销42a关联的标号标注“a”，对于与销42b关联的标号标注“b”。在链条的弯曲伸长时，销-销接触点50在作用曲线52上移动。
销42a、42b的端面凸出地弯曲。销42a、42b在与y轴正交的截面中，朝向滑轮的圆锥面凸出。在销42a、42b的端面中，将与y轴正交的各截面的最突出的点连结的线记为“端面棱线”。端面棱线向xy平面投影的线记为“投影棱线”，标号设为54。而且，将投影棱线的长度记为“投影棱线长度L”。在区分2个销的投影棱线的情况下，销42a的投影棱线为标号54a，其长度由La表示，销42b的投影棱线为标号54b，其长度由Lb表示。投影棱线54(54a，54b)的相对于y轴的斜率为α(αa，αb)。而且，投影棱线54(54a，54b)的与x轴的交点和原点之间的距离为d(da，db)。投影棱线54(54a，54b)的中点作为销中心C(Ca，Cb)。销-滑轮接触点48的距x轴的距离、即销-滑轮接触点48的y坐标为“偏移h”。换言之，偏移是以销-销接触点50为基准点，销-滑轮接触点48的距基准点的在链条的厚度方向上的有向距离。作为有向距离的偏移h的正负的方向以y轴的正方向为正。
表1示出链条16尤其是销42的一实施方式的上述各参数的具体的数值。该规格以下记为“规格1”。在该例中，2个销42a、42b为相同形状，如图10、11所示，其截面形状关于y轴呈对称。因此，链节44进入滑轮12、14时的销42b的行迹与从滑轮退出时的销42a的行迹对称，接触点滑动距离相等。因此，对一方的销进行说明。销的作用曲线52是在原点处相接的半径9.5mm的圆弧。而且，该实施方式的链条16将90个链节相连而形成为环状。
表1
[规格1]
与滑轮的接触 2个销与滑轮接触
销的形状 2个销为相同形状
作用曲线 半径9.5mm的圆弧
接触点间距P(直线状态) 7.14mm
投影棱线的斜率α 8.5°
投影棱线长度L 5.9mm
投影棱线的距原点的距离d 1.466mm
链节的总数 90
销中心C的y坐标 0.874mm
轴间距离 156mm
图12是在具有表1记载的规格1的链条16中，表示相对于挂设直径的接触点滑动距离成为最小的偏移h的图。由于销42相接的滑轮12、14的面为圆锥面，因此即使挂设直径变化，销42a、42b上的销-滑轮接触点48的位置也不改变。从图12可知，接触点滑动距离最小的偏移h随着挂设直径变大而单调减少。因此，若在该无级变速器取得的变速范围，即与挂设直径的范围对应的偏移的范围内确定偏移h，则在以任意的挂设直径运转时，接触点滑动距离都成为最小。尤其是优选设为与运转频度高的变速比对应的挂设直径时的偏移值。而且，接触点滑动距离小的情况对于磨损也能有利地发挥作用。
例如，使用的挂设直径为30～73mm的范围的情况的偏移h可以如下确定。挂设直径为30mm和73mm时，接触点滑动距离最小的偏移分别为0.340mm和0.0126mm。通过将偏移h在0.340mm与0.0126mm之间设定，在变速范围的任意的变速比的挂设直径下，都能够使接触点滑动距离最小。由此，能够减少滑动产生的损失。
0.0126mm≤h≤0.340mm···(1)
图13是表示挂设直径与接触点滑动距离S的最小值的关系的图。在某挂设直径下，搜索接触点滑动距离S成为最小的偏移h，表示此时的接触点滑动距离S。挂设直径越小，即链条的弯曲越大，可知接触点滑动距离S越变长。
图14是表示变速比及偏移h与综合接触点滑动距离T的关系的图。横轴为偏移h，纵轴为变速比，如等高线所示的线是将相等的综合接触点滑动距离T连结的线。偏移h越为0附近，即销-滑轮接触点48越处于原点的附近，综合接触点滑动距离T越减小。因此，通过将偏移h确定为原点附近的某范围，在变速范围内能够减小综合接触点滑动距离。在变速比1.0(挂设直径51.5mm)的情况下，在偏移h为0.102时，综合接触点滑动距离T变得最小。
图15至图19是表示某变速比下的偏移量与综合接触点滑动距离的关系的图。图15示出变速比为0.417时，图16示出变速比为0.714时，图17示出变速比为1.000时，图18示出变速比为1.600时，图19示出变速比为2.400时。这些图可理解为图14的沿着某变速比的剖视图。从这些图可知，原点附近存在综合接触点滑动距离小的范围。图15至图19中，其变速比中的最大、最小的综合接触点滑动距离T的范围表示小的一方的30％的范围的线由虚线表示。例如，在图15中，综合接触点滑动距离T的最大值为2.097mm，最小值为1.031mm，从该范围下方起的30％为1.351mm。偏移h为-0.5mm至0.5mm的范围内，综合接触点滑动距离T为1.134mm以下，综合接触点滑动距离处于上述的表示30％的线以下的小范围。在图16至图19中，也是偏移h为-0.5mm至0.5mm的范围内，综合接触点滑动距离T成为上述的表示30％的线以下的小范围。由此，通过将偏移h设为-0.5mm至0.5mm的范围，在实际使用的变速比的范围整体，能够在综合接触点滑动距离T小的范围进行运转。0.5mm相对于投影棱线长度L(＝5.9mm)为0.085倍，通过将偏移h的绝对值设为投影棱线长度的0.085倍以下，能够在变速范围整体在综合接触点滑动距离小的范围使链式无级变速器进行运转。
-0.085×Lmm≤h≤0.085×Lmm···(2)
以上，虽然确定了滑动损失，即从效率的观点出发确定了偏移，但是还需要从噪音的观点出发进行研究。在链式无级变速器中，销啮入滑轮时的冲击成为噪音的一个原因。链条在从弦的部分进入滑轮的过程中被加速的情况下，与滑轮碰撞的冲击变大。因此，销优选在进入滑轮时不加速。
图20是示意性地表示链条16卷缠于滑轮12、14时的状态的图，示出销-销接触点50。从滑轮12、14的中心与以相邻的销-销接触点50为两端的圆弧连接的线所成的角度设为θ，销-销接触点50与滑轮12、14的距离(挂设直径)设为R(θ)。此时，相邻的销-销接触点50的距离(间距)pitch(θ)与挂设直径R(θ)的关系由下式(3)表示。
R ( θ ) = p i t c t ( θ ) 2 sin ( θ 2 ) ... ( 3 )
链条16卷缠于滑轮时的间距pitch(θ)若为直线状态时的间距P(＝7.14mm)以上，则销42a、42b进入滑轮12、14时，不加速。在规格1中，即使在最小挂设直径时，满足上述的条件的偏移h也为0.346mm以上。
0.346≤h···(4)
根据最大挂设直径和最小挂设直径下的接触点滑动距离最小的偏移h而求出的偏移h的范围即0.0126mm以上且0.340mm以下(式(1))与根据噪音的观点而求出的偏移h的范围即0.346以上(式(4))没有重叠的范围。因此，在重视噪音对策的情况下，尽可能地接近于根据接触点滑动距离确定的范围，将偏移h设定为0.346。
h＝0.346mm···(5)
考虑以在综合接触点滑动距离T为小范围内使链式无级变速器运转的方式确定的偏移h的范围即投影棱线长度L的-0.085倍以上且0.085倍以下(式(2))和根据噪音的观点而求出的偏移h的范围即0.346以上(式(4))这双方时，通过将偏移h设定为0.346mm以上且0.085×Lmm以下的值，从而能够减小滑动损失并降低噪音。
0.364mm≤h≤0.085×Lmm···(6)
上述的偏移h在2个销42a、42b中共通地进行了说明，但也可以按照各销而设定为不同的值。即，可以在式(1)、(2)、(6)所示的范围内将2个销42a、42b的偏移ha、hb设定为不同的值。
接下来，考察具有表2所示的规格2的链条。规格2相对于规格1，使链条为直线状态时的销-销接触点(原点)靠近投影棱线的中点C。
表2
[规格2]
与滑轮的接触 2个销与滑轮接触
销的形状 2个销为相同形状
作用曲线 半径9.5mm的圆弧
接触点间距P(直线状态) 7.14mm
投影棱线的斜率α 8.5°
投影棱线长度L 5.9mm
投影棱线的距原点距离d 1.502mm
链节的总数 90
销中心C的y坐标 0.164mm
轴间距离 156mm
图21是在具有规格2的链条16中，表示相对于挂设直径的接触点滑动距离S成为最小的偏移h的图。在规格2中，销的形状与规格1相同，因此接触点滑动距离S成为最小的偏移h与规格1相同。即，2个销的偏移h通过设定为0.0126以上且0.340以下的范围，在任意的挂设直径下都能够使接触点滑动距离S最小。
0.0126mm≤h≤0.340mm···(7)
图22是在规格2的链条16中，表示挂设直径与接触点滑动距离S的最小值的关系的图。将规格1、2进行比较时，就投影棱线的距原点的距离d而言，规格2稍大。因此，在将图13与图22进行比较时，就每一个销的接触点滑动距离的最小值而言，图22的情况即规格2稍长。
图23是在规格2中，表示变速比及偏移h与综合接触点滑动距离T的关系的图。横轴是偏移h，纵轴是变速比，等高线那样所示的线是将相等的综合接触点滑动距离T连结的线。偏移h越为0附近，即销-滑轮接触点48越处于原点的附近而综合接触点滑动距离T越小的情况与规格1的情况(参照图14)相同。在规格2的情况下，在变速比1.0时，偏移h为0.094mm时，综合接触点滑动距离T成为最小。
在图14、23中，横轴的范围表示投影棱线的范围，即横轴上的位置表示投影棱线上的位置。两个图的区别在于原点即链条直线状态的销-销接触点50处于投影棱线上的哪个位置的差异。图23中，原点处于投影棱线的中点附近。可知图23的坐标图类似于伴随着原点的移动而使图14的坐标图向右方向移动后的图。这表示减小接触点滑动距离的要因不是使销-滑轮接触点48位于投影棱线上的何处，而是位于销-销接触点50(原点)附近。因此，通过与规格1的例子中确定的偏移h的范围(投影棱线长度L的-0.085倍以上且0.085倍以下)同样地确定，在变速范围整体都能够在综合接触点滑动距离小的范围内使链式无级变速器进行运转。
-0.085×Lmm≤h≤0.085×Lmm···(8)
在考虑噪音的情况下，重新适用式(3)，求出销在进入滑轮时不加速的条件。在规格2中，需要将偏移h设为0.340mm以上。
0.340mm≤h···(9)
根据最大挂设直径和最小挂设直径处的接触点滑动距离最小的偏移h而求出的偏移h的范围即0.0126mm以上且0.340mm以下(式(7))与根据噪音的观点而求出的偏移h的范围即0.340mm以上(式(9))的重叠范围为0.340mm，将该值设定为偏移h。
h＝0.340mm···(10)
考虑以综合接触点滑动距离T在小范围内使链式无级变速器运转的方式确定的偏移h的范围即投影棱线长度L的-0.085倍以上且0.085倍以下(式(8))和根据噪音的观点而求出的偏移h的范围即0.340mm这双方时，通过将偏移h设定为0.340mm以上且0.085×Lmm以下的值，由此能够减小滑动损失并降低噪音。
0.340mm≤h≤0.085×Lmm···(11)
规格1、2的上述的偏移h在2个销42a、42b中共通地进行了说明，但是也可以按照各销设定为不同的值。即，在式(7)、(8)、(11)所示的范围内能够将2个销42a、42b的偏移ha、hb设定为不同的值。
接着，考察具有表3所示的规格3的链条。
表3
[规格3]
规格3是2个销42a、42b的形状不同的例子。而且，仅一方的销42a与滑轮12、14接触。由此，只要仅考虑销42a相对于滑轮的滑动即可。图24示出链条16为直线状态时的销42a、42b的位置关系。坐标系与图10、11的情况同样，将链条16的直线状态时的销-销接触点50确定为坐标轴的原点，将链条的周向作为x轴，将链条的厚度方向作为y轴，将链条的宽度方向作为z轴。而且，接触点间距等参数、作用曲线、投影棱线等以与图10、11关联说明的情况同样的意思使用。销42a的作用曲线52a是以销-销接触点50为原点且基圆半径为52mm的渐开线曲线。销42b的作用曲线52b是与y轴平行的直线。
图25是在具有规格3的链条16中，表示相对于挂设直径的接触点滑动距离S成为最小的偏移h的图。若使用的挂设直径为30～73mm的范围，则在挂设直径为30mm时，使接触点滑动距离为最小的偏移为0.275mm，在挂设直径73mm时，使接触点滑动距离为最小的偏移为-0.135mm。通过将偏移h设定为0.275mm与-0.135mm之间的值，在任意的挂设直径下都能够使接触点滑动距离最小，能够减少滑动产生的损失。
-0.135mm≤h≤0.275mm···(12)
图26是表示挂设直径与每一个销的接触点滑动距离S的最小值的关系的图。在某挂设直径下，搜索接触点滑动距离S成为最小的偏移，表示此时的接触点滑动距离S。挂设直径越小，即链条的弯曲越大，可知接触点滑动距离S越长。
图27是表示变速比及偏移h与综合接触点滑动距离T的关系的图。横轴是偏移h，纵轴是变速比，如等高线那样所示的线是将相等的综合接触点滑动距离T连结的线。偏移h越为0附近，即销-滑轮接触点48越处于原点的附近，综合接触点滑动距离T越减小。因此，通过将偏移h确定在原点附近的某范围，在变速范围内能够减小综合接触点滑动距离T。在变速比1.0(挂设直径51.5mm)的情况下，偏移h为-0.056mm时，综合接触点滑动距离T成为最小值。
在规格3中，也效仿规格1、2，以使综合接触点滑动距离T为小范围，即，从综合接触点滑动距离T的最小值到最大值的范围的距小的一方为30％以下的范围的方式，确定偏移h。这种情况下，通过使偏移的绝对值为0.5mm以下(0.085×L以下)也能够使综合接触点滑动距离T为小范围。
-0.085×Lmm≤h≤0.085×Lmm···(13)
在规格3中，在考虑到噪音的情况下，与规格1、2时同样地求出用于将最小挂设直径时的间距形成为链条为直线状态的接触点间距P(＝7，14mm)以上的偏移h。该偏移h为0.279mm以上。
0.279mm≤h···(14)
根据最大挂设直径和最小挂设直径下的接触点滑动距离最小的偏移h而求出的偏移h的范围即-0.135mm以上且0.275mm以下(式(12))与根据噪音的观点而求出的偏移h的范围即0.279以上(式(14))没有重叠的范围。因此，在重视噪音对策的情况下，将偏移h设定为尽可能接近于根据接触点滑动距离确定的范围的0.279mm。
h＝0.279mm···(15)
考虑到以综合接触点滑动距离T在小范围内使链式无级变速器运转的方式确定的偏移h的范围即投影棱线长度L的-0.085倍以上且0.085倍以下(式(13))和根据噪音的观点而求出的偏移h的范围即0.279mm以上(式(14))这双方时，通过将偏移h设定为0.279mm以上且0.085×Lmm以下之间的值，能够减小滑动损失并降低噪音。
0.279mm≤h≤0.085×Lmm···(16)
接着，考察具有表4所示的规格4的链条。
表4
[规格4]
规格4是2个销42a、42b的形状不同的例子。两方的销42a、42b与滑轮12、14接触。图28示出链条16为直线状态时的销42a、42b的位置关系。坐标系与图10、11的坐标系同样，将链条16的直线状态时的销-销接触点50确定为坐标轴的原点，将链条的周向作为x轴，将链条的厚度方向作为y轴，将链条的宽度方向作为z轴。而且，接触点间距等的参数、作用曲线、投影棱线等在与图10、11关联说明的情况同样的意思下使用。销42a的作用曲线52a是以销-销接触点50为原点且基圆半径为52mm的渐开线曲线。销42b的作用曲线52b是与y轴平行的直线。
图29是在具有规格4的链条16中，表示相对于挂设直径的接触点滑动距离S成为最小的偏移h的图。2个销42a、42b的形状不同，因此各自的销42a、42b的行迹不同，赋予最小的接触点滑动距离S的偏移ha、hb也不同。在使用的挂设直径为30～73mm的范围的情况下，关于销42a，在挂设直径为30mm时，接触点滑动距离S最小的偏移ha为0.275mm，在挂设直径为73时，接触点滑动距离S最小的偏移ha为-0.135mm。而且，关于销42b，挂设直径为30mm时，接触点滑动距离最小的偏移hb为0.498mm，挂设直径为73mm时，接触点滑动距离最小的偏移hb为0.084mm。在2个销的偏移ha、hb为不同值的情况下，关于销42a，将偏移ha设定为0.275mm与-0.135mm之间的值，关于销42b，将偏移hb设定为0.498mm与0.084mm之间的值。通过这样设定，在任意的挂设直径下都能够使接触点滑动距离最小，能够减少滑动产生的损失。
-0.135mm≤ha≤0.275mm···(17a)
0.084mm≤hb≤0.498mm···(17b)
而且，在将2个销的偏移ha、hb共通地设定的情况下，设定为2个销的偏移的各自的最小值中的小的一方即-0.135mm与最大值中的大的一方即0.498mm之间的值。通过设定为该范围，关于任一方的销，在任意的挂设直径下都能够使接触点滑动距离最小，能够减少滑动产生的损失。
-0.135mm≤ha≤0.498mm···(18a)
-0.135mm≤hb≤0.498mm···(18b)
而且，作为将2个销的偏移ha、hb共通地设定的情况的另一例，也可以设为式(17a)、(17b)的共通的范围即0.084mm以上且0.275mm以下。
0.084mm≤ha≤0.275mm···(19a)
0.084mm≤hb≤0.275mm···(19b)
图30是表示挂设直径与每一个销的接触点滑动距离S的最小值的关系的图。由于2个销42a、42b的形状不同，因此各自的销42a、42b的行迹不同，最小的接触点滑动距离S按照各销也不同。在某挂设直径下，搜索接触点滑动距离S成为最小的偏移，表示此时的接触点滑动距离S。挂设直径越小，即链条的弯曲越大，可知接触点滑动距离S越长。
图31是表示变速比及偏移h与综合接触点滑动距离T的关系的图。横轴是偏移h，纵轴是变速比，如等高线所示的线是将相等的综合接触点滑动距离T连结的线。2个销42a、42b的偏移ha、hb相等(ha、hb＝h)而进行计算。偏移h越为0附近，即销-滑轮接触点48越处于原点的附近，综合接触点滑动距离T越小。因此，通过将偏移h确定在原点附近的某范围，在变速范围内能够减小综合接触点滑动距离。在变速比1.0(挂设直径51.5mm)的情况下，偏移h为0.072mm时，综合接触点滑动距离成为最小值。
图32至图36与前述的图15至图19同样是表示某变速比下的偏移量与综合接触点滑动距离T的关系的图。图32示出变速比为0.417时，图33示出变速比为0.714时，图34示出变速比为1.000时，图35示出变速比为1.600时，图36示出变速比为2.400时。这些图可以理解为图31中的沿着某变速比的剖视图。从这些图可知原点附近存在综合接触点滑动距离小的范围。图32至图36中，该变速比下的最大、最小的综合接触点滑动距离T的范围表示小的一方的30％的范围的线由虚线表示。例如，在图32中，综合接触点滑动距离的最大值为1.968mm，最小值为0.818mm。从该范围下方起的30％成为1.163mm。在偏移h为-0.5mm到0.5mm的范围内，综合接触点滑动距离T成为最大的0.961mm。综合接触点滑动距离处于上述的表示30％的线以下的小范围。在图33至图36中，也是在偏移h为-0.5mm到0.5mm的范围内，综合接触点滑动距离成为上述的表示30％的线以下的小范围。如上所述，通过将偏移h设为-0.5mm至0.5mm的范围，在实际使用的变速比的范围整体，能够以综合接触点滑动距离T小的范围进行运转。0.5mm相对于投影棱线长度L(＝5.9mm)而为0.085倍。通过使偏移h的绝对值为投影棱线长度的0.085倍以下，由此在变速范围整体，能够以综合接触点滑动距离小的范围使链式无级变速器进行运转。
在规格4中，也是效仿于前述的各规格，以成为综合接触点滑动距离T小的范围，即，综合接触点滑动距离T的从最小值到最大值的范围的距小的一方为30％以下的范围的方式确定偏移h。这种情况下也是通过使偏移的绝对值为0.5mm以下(0.085×L以下)而能够将综合接触点滑动距离设为小范围。
-0.085×Lmm≤ha≤0.085×Lmm···(20a)
-0.085×Lmm≤hb≤0.085×Lmm···(20b)
在规格4中，考虑了噪音的情况下，与前述的各规格同样，用于将最小挂设直径时的间距形成为链条为直线状态的接触点间距P(＝7、14mm)以上的销42a的偏移ha为0.279以上，销42b的偏移hb为0.372mm以上。
0.279mm≤ha···(21a)
0.372mm≤hb···(21b)
研究考虑了基于最大挂设直径和最小挂设直径下的接触点滑动距离最小的偏移而确定的范围和根据噪音的观点而确定的范围的偏移。在2个销42a、42b中设定不同偏移的情况下，关于销42a的偏移ha，没有根据最大、最小挂设直径时的接触点滑动距离而求出的范围即-0.135mm以上且0.275mm以下(式(17a))与根据噪音的观点而求出的范围即0.279mm以上(式(21a))的重叠范围，因此能够将偏移ha设定在尽可能接近根据接触点滑动距离而确定的范围的0.279mm。关于销42b的偏移hb，将偏移hb设定为根据最大、最小挂设直径时的接触点滑动距离而求出的范围即0.084mm以上且0.498mm以下(式(17b))与根据噪音的观点而求出的范围即0.372mm以上(式(21b))的重叠范围即0.372mm以上且0.498mm以下。
ha＝0.279mm···(22a)
0.372mm≤hb≤0.498mm···(22b)
在2个销42a、42b的偏移共通的情况下，根据式(18a)、(18b)和式(21b)，将偏移ha、hb均设定为0.372mm以上且0.498mm以下的值。
0.372mm≤ha≤0.498mm···(23a)
0.372mm≤hb≤0.498mm···(23b)
而且，在根据式(19a)、(19b)与式(21b)的组合来设定共通的偏移的情况下，没有这些式的共通范围，因此设定为尽可能接近式(19)的范围的0.372mm。
ha、hb＝0.372mm···(24)
考虑以综合接触点滑动距离T在小范围内使链式无级变速器运转的方式确定的偏移h的范围即投影棱线长度L的-0.085倍以上且0.085倍以下(式(20a)(式(20b))和根据噪音的观点而求出的偏移ha的范围即0.279mm及偏移hb的范围即0.372mm这双方时，设定为上述的范围的共通范围即0.372mm以上且0.085×Lmm以下的值，由此能够减小滑动损失并降低噪音。
0.372mm≤ha≤0.085×Lmm···(25a)
0.372mm≤hb≤0.085×Lmm···(25b)
根据本发明，能够减小接触点滑动距离，因此能够减少摩擦产生的损失。

Claims (4)

1.一种无级变速器，具备：
两个滑轮，所述两个滑轮具有相对且相互的距离可变更的圆锥面；及
链条，所述链条卷挂于所述两个滑轮，且由所述圆锥面夹持，
其中，
所述链条通过将链节以使沿链条周向相邻的链节中的一个链节的销穿过另一个链节的链环的开口的方式连结而形成，所述链节具备：链环单元，将具有开口的板形状的链环沿着链条的周向配置且在链条的宽度方向上排列多个而构成；及两个销，在链环的两端分别贯通开口且两端与所述圆锥面抵接，
在相邻的链节处于直线状态时，以各个链节的销彼此接触的销-销接触点为基准点，将销与滑轮接触的销-滑轮接触点的距所述基准点的在链条厚度方向上的有向距离设为偏移，当链节在直线状态与卷缠于滑轮的弯曲状态之间弯曲伸长之际销-滑轮接触点相对于滑轮进行移动的距离设为接触点滑动距离时，
两个销的偏移分别是链条的直线状态与最大弯曲状态之间的接触点滑动距离最小的两个销的各自的偏移中的大的一方的偏移和链条的直线状态与最小弯曲状态之间的接触点滑动距离最小的两个销的偏移中的小的一方的偏移之间的值。
2.一种无级变速器，具备：
两个滑轮，所述两个滑轮具有相对且相互的距离可变更的圆锥面；及
链条，所述链条卷挂于所述两个滑轮，且由所述圆锥面夹持，
其中，
所述链条通过将链节以使沿链条周向相邻的链节中的一个链节的销穿过另一个链节的链环的开口的方式连结而形成，所述链节具备：链环单元，将具有开口的板形状的链环沿着链条的周向配置且在链条的宽度方向上排列多个而构成；及两个销，在链环的两端分别贯通开口且两端与所述圆锥面抵接，
在相邻的链节处于直线状态时，以各个链节的销彼此接触的销-销接触点为基准点，将销与滑轮接触的销-滑轮接触点的距所述基准点的在链条的厚度方向上的有向距离设为偏移，当链节在直线状态与卷缠于滑轮的弯曲状态之间弯曲伸长之际销-滑轮接触点相对于滑轮进行移动的距离设为接触点滑动距离时，
两个销中的第一销的偏移是链条的直线状态与最大弯曲状态之间的第一销的接触点滑动距离最小的偏移和链条的直线状态与最小弯曲状态之间的第一销的接触点滑动距离最小的偏移之间的值，
两个销中的第二销的偏移是链条的直线状态与最大弯曲状态之间的第二销的接触点滑动距离最小的偏移和链条的直线状态与最小弯曲状态之间的第二销的接触点滑动距离最小的偏移之间的值。
3.一种无级变速器，具备：
两个滑轮，所述两个滑轮具有相对且相互的距离可变更的圆锥面；及
链条，所述链条卷挂于所述两个滑轮，且由所述圆锥面夹持，
其中，
该链条通过将链节以使沿链条周向相邻的链节中的一个链节的销穿过另一个链节的链环的开口的方式连结而形成，所述链节具备：链环单元，将具有开口的板形状的链环沿着链条的周向配置且在链条的宽度方向上排列多个而构成；及两个销，在链环的两端分别贯通开口且两端与所述圆锥面抵接，
在相邻的链节处于直线状态时，以各个链节的销彼此接触的销-销接触点为基准点，将销与滑轮接触的销-滑轮接触点的距所述基准点的在链条的厚度方向上的有向距离设为偏移，将销相对于滑轮的端面的与链条厚度方向正交的各截面中的朝向滑轮最突出的点连结的线设为向与宽度方向正交的平面投影的投影棱线时，
两个销的偏移的绝对值为该销的投影棱线的长度的0.085倍以下。
4.根据权利要求1～3中任一项所述的无级变速器，其中，
在销-销接触点的相邻的销-销接触点的彼此的距离设为接触点间距时，
各销的偏移是链条处于最大弯曲状态时的接触点间距成为链条处于直线状态时的接触点间距以上的值。
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Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE112016002141A5 (de) * 2015-05-11 2018-06-21 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Umschlingungsmittel und Bausatz zum Aufbau eines Umschlingungsmittels
DE102018118226A1 (de) 2018-07-27 2020-01-30 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Laschenkette
DE102019110493A1 (de) * 2019-04-23 2020-10-29 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Druckstück mit optimiertem Dickenverhältnis sowie Laschenkette mit Druckstück
DE102019110491A1 (de) * 2019-04-23 2020-10-29 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Laschenkette mit optimiertem Übergang zwischen Querbügel und Längsbügel einer Lasche
DE102020114285B3 (de) 2020-05-28 2021-09-16 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Laschenkette mit zweiteiligem, lastabhängigem Kontakt zwischen einer Lasche und einem Wiegedruckstück; sowie stufenlos verstellbares Getriebe
DE102020209227A1 (de) 2020-07-22 2022-01-27 Metallwarenfabrik Marktoberdorf Gmbh & Co. Kg Rohrschelle zur Befestigung eines Rohres an einer Wand
CN113931704B (zh) * 2021-12-17 2022-02-25 东营市悦凯石油装备有限公司 一种采矿用低浓度的节能型瓦斯发电机组

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB2169043B (en) * 1984-12-22 1989-06-14 Reimers Getriebe Ag Continuously variable cone-disk transmission
US6406396B1 (en) * 2000-12-18 2002-06-18 Hamilton Sundstrand Corporation Link chain for a continuously variable transmission
CN1864016A (zh) * 2003-10-17 2006-11-15 株式会社捷太格特 动力传输链及采用了该链的动力传输装置
EP1862700A2 (de) * 2006-06-02 2007-12-05 LuK Lamellen und Kupplungsbau Beteiligungs KG Laschenkette, Druckstück dafür und damit versehenes Kegelscheibenumschlingungsgetriebe
CN101855473A (zh) * 2007-11-07 2010-10-06 株式会社捷太格特 动力传动链
CN102007319A (zh) * 2008-04-16 2011-04-06 株式会社捷太格特 动力传动链条及包括动力传动链条的动力传动设备
CN103089918A (zh) * 2011-10-31 2013-05-08 株式会社丰田中央研究所 链式无级变速器

Family Cites Families (59)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3049933A (en) * 1958-02-14 1962-08-21 Reimers Getriebe Kg Fa Variable stepless chain gear
DE1302795B (zh) * 1964-11-25 1970-11-12
DE2356289C2 (de) * 1973-11-10 1975-06-26 P.I.V. Antrieb, Werner Reimers Kg, 6380 Bad Homburg Laschenkette für Kegelscheibengetriebe
DE2848167C2 (de) * 1978-11-07 1980-10-23 P.I.V. Antrieb Werner Reimers Kg, 6380 Bad Homburg Laschenkette für Kegelscheibengetriebe
DE3027834C2 (de) * 1980-07-23 1982-11-04 P.I.V. Antrieb Werner Reimers GmbH & Co KG, 6380 Bad Homburg Laschenkette für stufenlos verstellbare Kegelscheibengetriebe
EP0086762A3 (en) * 1982-02-12 1985-05-22 Ab Volvo Power transmission chain
DE3627815C1 (de) * 1986-08-16 1987-08-06 Piv Antrieb Reimers Kg Werner Laschenkette fuer Kegelscheibengetriebe
US4911682A (en) * 1987-10-28 1990-03-27 Borg-Warner Automotive, Inc. Cambered pin CVT chain belt
DE3826809C1 (zh) * 1988-08-06 1989-08-24 P.I.V. Antrieb Werner Reimers Gmbh & Co Kg, 6380 Bad Homburg, De
JPH0632515Y2 (ja) * 1989-05-26 1994-08-24 株式会社椿本チエイン 摩擦伝動用チェーン
US5026332A (en) * 1990-03-20 1991-06-25 Borg-Warner Automotive Transmission & Engine Components Corporation Chain-belt
JPH0542794U (ja) * 1991-11-07 1993-06-11 株式会社椿本チエイン ロツカーピン型摩擦伝動チエーン
US5318485A (en) * 1992-09-24 1994-06-07 Borg-Warner Automotive, Inc. Chain-belt
DE4330696C1 (de) * 1993-09-10 1995-03-30 Piv Antrieb Reimers Kg Werner Laschenkette für stufenlos verstellbare Kegelscheibengetriebe
DE19708865B4 (de) * 1996-04-03 2006-09-07 Cvt Verwaltungs Gmbh & Co. Patentverwertungs Kg Laschenkette für stufenlos übersetzungseinstellbare Kegelscheibengetriebe
DE19855582A1 (de) * 1997-12-05 1999-06-10 Luk Getriebe Systeme Gmbh Laschenkette
US6135908A (en) * 1998-05-20 2000-10-24 Luk Getriebe-Systeme Gmbh Enwrapping device
DE19934935B4 (de) * 1998-07-30 2015-08-06 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Umschlingungsmittel
DE19960914A1 (de) * 1998-12-28 2000-06-29 Luk Getriebe Systeme Gmbh Umschlingungsmittel
DE10003131B4 (de) * 1999-02-06 2012-03-29 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Laschenkette
KR100671687B1 (ko) * 1999-11-19 2007-01-18 루크 라멜렌 운트 쿠플룽스바우베타일리궁스 카게 다관절 플랫 링크 체인
US6527657B2 (en) * 1999-12-28 2003-03-04 Kabushikikasha Equos Research Endless belt for power transmitting
JP2001234983A (ja) * 2000-02-24 2001-08-31 Borg Warner Automotive Kk 動力伝達用チェーンベルト
DE10110896A1 (de) * 2000-03-24 2001-10-31 Luk Lamellen & Kupplungsbau Laschenkette
DE10118102A1 (de) * 2000-04-28 2001-10-31 Luk Lamellen & Kupplungsbau Laschenkette
DE10297703D2 (de) * 2001-12-14 2005-02-17 Luk Lamellen & Kupplungsbau Getriebe mit einem Umschlingungsmittel, insbesondere zur Kraftübertragung zwischen zwei Kegelscheibenpaaren des Getriebes
NL1023120C2 (nl) * 2002-04-10 2006-04-25 Luk Lamellen & Kupplungsbau Werkwijze voor het optimaliseren van schakels van een schakelketting alsmede schakels voor een schakelketting.
WO2004005752A1 (de) * 2002-07-04 2004-01-15 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Verfahren zur geräuschverminderung einer laschenkette sowie laschenkette
DE102004007100B4 (de) * 2003-02-20 2017-02-16 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Laschen für eine Mehrzahl unterschiedlicher Laschenketten für Kegelscheibenumschlingungsgetriebe sowie Laschenkette
DE102004012400B4 (de) * 2003-03-21 2016-01-07 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Laschenkette für ein Kegelscheibenumschlingungsgetriebe sowie Wiegedruckstück
JPWO2005038295A1 (ja) * 2003-10-17 2007-01-11 株式会社ジェイテクト 動力伝達チェーン及びそれを用いた動力伝達装置
US20050187057A1 (en) * 2004-01-14 2005-08-25 Koyo Seiko Co., Ltd. Power transmission chain and power transmission apparatus using same
JP2005226831A (ja) * 2004-01-14 2005-08-25 Koyo Seiko Co Ltd 動力伝達チェーン及びそれを用いた動力伝達装置
WO2005073594A1 (ja) * 2004-01-30 2005-08-11 Jtekt Corporation 動力伝達チェーン及びその製造方法、並びに動力伝達装置
JPWO2005085673A1 (ja) * 2004-03-05 2008-01-24 株式会社ジェイテクト 動力伝達チェーンおよび動力伝達装置
JP2005291322A (ja) * 2004-03-31 2005-10-20 Koyo Seiko Co Ltd 動力伝達チェーンおよびこれを備える動力伝達装置
US8398513B2 (en) * 2004-12-02 2013-03-19 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Plate-link chain, particularly for a motor vehicle drive system
JP4941698B2 (ja) * 2005-02-04 2012-05-30 株式会社ジェイテクト 動力伝達チェーンおよびこれを備える動力伝達装置
US9288538B2 (en) 2005-04-07 2016-03-15 Qualcomm Incorporated Methods and apparatus for conveying a delivery schedule to mobile terminals
JP2007051711A (ja) * 2005-08-18 2007-03-01 Jtekt Corp 動力伝達チェーンおよびこれを備える動力伝達装置
US7686722B2 (en) * 2005-10-01 2010-03-30 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Plate-link chain for a continuously variable transmission
JP4803423B2 (ja) * 2005-10-14 2011-10-26 株式会社ジェイテクト 動力伝達チェーンおよびこれを備える動力伝達装置
JP2007107668A (ja) * 2005-10-14 2007-04-26 Jtekt Corp 動力伝達チェーンおよびこれを備える動力伝達装置
JP2007139157A (ja) * 2005-11-22 2007-06-07 Jtekt Corp 動力伝達チェーンおよびこれを備える動力伝達装置
EP1977136A2 (de) * 2005-12-17 2008-10-08 LuK Lamellen und Kupplungsbau Beteiligungs KG Kette
EP1837552B1 (en) * 2006-03-24 2010-07-14 JTEKT Corporation Power transmission chain and power transmission system
JP4826899B2 (ja) * 2006-03-30 2011-11-30 株式会社ジェイテクト 動力伝達チェーンおよびこれを備える動力伝達装置
JP2007270942A (ja) * 2006-03-31 2007-10-18 Jtekt Corp 動力伝達チェーン及び動力伝達装置
JP2009536293A (ja) * 2006-05-06 2009-10-08 ルーク ラメレン ウント クツプルングスバウ ベタイリグングス コマンディートゲゼルシャフト プレートリンクチェーン及び該プレートリンクチェーンの製造のための方法
DE102007023264A1 (de) * 2006-06-10 2007-12-13 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Laschenkette
JP4923799B2 (ja) * 2006-07-13 2012-04-25 株式会社ジェイテクト 動力伝達チェーンおよび動力伝達装置
JP5218804B2 (ja) * 2006-09-15 2013-06-26 株式会社ジェイテクト 動力伝達チェーンおよびこれを備える動力伝達装置
JP2008101747A (ja) * 2006-10-20 2008-05-01 Jtekt Corp 動力伝達チェーンおよびこれを備える動力伝達装置
JP5160096B2 (ja) * 2007-01-31 2013-03-13 株式会社ジェイテクト 動力伝達チェーンおよびこれを備える動力伝達装置
JP2008298243A (ja) * 2007-06-01 2008-12-11 Jtekt Corp 動力伝達チェーンおよびこれを備える動力伝達装置
JP5211606B2 (ja) * 2007-09-25 2013-06-12 株式会社ジェイテクト 動力伝達チェーンおよび動力伝達装置
JP4997538B2 (ja) * 2007-10-22 2012-08-08 株式会社ジェイテクト 動力伝達装置
JP5252183B2 (ja) * 2008-02-28 2013-07-31 株式会社ジェイテクト 動力伝達チェーンおよびこれを備える動力伝達装置
JP5851799B2 (ja) * 2011-10-31 2016-02-03 株式会社豊田中央研究所 無段変速機のチェーン

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB2169043B (en) * 1984-12-22 1989-06-14 Reimers Getriebe Ag Continuously variable cone-disk transmission
US6406396B1 (en) * 2000-12-18 2002-06-18 Hamilton Sundstrand Corporation Link chain for a continuously variable transmission
CN1864016A (zh) * 2003-10-17 2006-11-15 株式会社捷太格特 动力传输链及采用了该链的动力传输装置
EP1862700A2 (de) * 2006-06-02 2007-12-05 LuK Lamellen und Kupplungsbau Beteiligungs KG Laschenkette, Druckstück dafür und damit versehenes Kegelscheibenumschlingungsgetriebe
CN101855473A (zh) * 2007-11-07 2010-10-06 株式会社捷太格特 动力传动链
CN102007319A (zh) * 2008-04-16 2011-04-06 株式会社捷太格特 动力传动链条及包括动力传动链条的动力传动设备
CN103089918A (zh) * 2011-10-31 2013-05-08 株式会社丰田中央研究所 链式无级变速器

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111486206A (zh) * 2020-04-20 2020-08-04 杭州肇鹏科技有限公司 承受大扭矩和冲击性载荷的摆销链及非道路移动机械
CN111486206B (zh) * 2020-04-20 2021-07-27 杭州肇鹏科技有限公司 承受大扭矩和冲击性载荷的摆销链及非道路移动机械

Also Published As

Publication number Publication date
US9739351B2 (en) 2017-08-22
CN105370799B (zh) 2019-07-16
JP2016038060A (ja) 2016-03-22
US20160040761A1 (en) 2016-02-11
JP6298736B2 (ja) 2018-03-20
DE102015112963A1 (de) 2016-02-11

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