CN1163995A - V形金属带式的连续可调传动装置 - Google Patents

Abstract

在具有驱动引带轮和被动引带轮的V形金属带式连续变速传动装置中，引带轮中V形槽的倾斜角α设定在tan^-1μa＜α＜tan^-1μs的范围内，μs是引带带轮和环形带之间的静摩擦系数，μa是其间的动摩擦系数。在常规V形金属带式连续变速传动装置中，倾斜α设定在α＜tan^-1μs的范围内。如果传送转矩增加，则环形带的张力增加，从而在环形带和引带轮之间产生滑移。但是根据本发明，由于减小倾斜角α而使环形带张力减小，所以可在防止环形带滑移的同时增加传送转矩。

Description

V形金属带式的连续可调传动装置

本发明涉及V形金属带式连续可调传动装置，该装置包括环形带，该带具有装在金属环中的许多金属块，并绕在装于驱动轴上的驱动引带轮和装于被驱动轴上的被驱动引带轮上。

常规的V形金属带连续变速传动装置包括在驱动轴上的起动离合器。在停车期间，起动离合器处于脱开状态，驱动引带轮和被动引带轮均处于中断传送发动机动力的停止状态。因此如果由于急刹车车辆停止在带式连续变速传动装置的变速比没有完全回到较低数值的状态，则需要在驱动引带轮和被动引带轮停止之后换挡，并使变速比回到较低数值以便进行下一次起动。对于这种换挡产生的问题是需要很大的液压压力。

如果像日本专利申请公开No.4-165149说明的那样在被动轴上装上起动离合器，则即使在车辆停车而且起动离合器处于脱开状态期间，驱动引带轮和被动引带轮也处于转动状态。因而可以用较小的液压压力进行换挡，由此可以减小油泵的容量。

为了用液压压力将轴向推进力施加在V形金属带式连续变速传动装置的引带轮上使环形带径向向外运动，需要在引带轮和环形带之间的摩擦系数μ与引带轮中V形槽的倾斜角α之间建立一种已知的数值关系。

因此本发明的目的是考察摩擦系数μ和倾斜角α之间的关系，用此关系增加V形金属带式连续传动装置的可传送的转矩。

为达到上述目的，按照本发明的第一方面和特征，提供一种V形金属带式连续变速传动装置，该装置包括环形带，该带具有许多装在金属环上的金属块，并绕在装于驱动轴上的驱动引带轮和装于被驱动轴上的被驱动引带轮上，其中，驱动引带轮和被驱动引带轮上的V形槽的倾斜角α设定在下式确定的范围内：

               tan^-1μa＜α＜tan^-1μs式中μs代表驱动、被动引带轮分别与环形金属带之间的静摩擦系数，μa代表驱动、被动引带轮分别与环形金属带之间的动态摩擦系数。

采用这样一种配置可以减小引带轮的倾斜角，从而减小环形带的张力，因而可增加传送的转矩，同时可避免环形带的滑移。另外，对于相同的速度比变化可以减小引带轮的冲程，配合引带轮本身轴向厚度的减小可以减小V形金属带式连续变速传动装置的轴向尺寸，而且还可以增强对速度比变化的响应性。

为达到上述目的，按照本发明的第二方面和特征，除第一特征而钱，提供一种V形金属带式连续变速传动装置，在该装置中，被动轴通过一个离合器连接于一个随动件上。

采用上述配置，离合器装在被动轴上，因此即使离合器处于其脱离状态，驱动和被动引带轮也容易被转动，所以在引带轮和环形带之间的摩擦系数可以是动摩擦系数。因此只需要将较小的轴向推进力加在引带轮上便可以进行变速，所以可以减小油泵的容量、减小V形金属带式连续变速传动机构的尺寸和通过减少负载而增加效率。

以下结合附图说明优选实施例，由此可以理解本发明的上述的以及其它的目的、特征和优点。

图1是带式连续传动装置的示意垂直截面图；

图2是图1所示部分A的放大视图；

图3是图1所示部分B的放大视图；

图4是图1所示部分C的放大视图；

图5是图1所示部分D的放大视图；

图6是沿图3的6-6线截取的截面图；

图7是带式连续传动装置的示意图；

图8是用于说明作用于环形带上的力的平衡的例示图；

图9是用于说明作用于环形带上的推动力和张力之间关系的例示图；

图10A～图10C是曲线图，示出传送转矩和轴-轴之间力(张力)的关系；

图11是曲线图，示出每分钟输入转数与传送转矩之间的关系；

图12和13是曲线图，示出变速比和传动效率之间的关系；

图14是曲线图，示出引带轮倾斜角和传送转矩之间的关系。

下面参照附图通过优选实施例说明本发明。

首先参考附图1～7说明带式连续变速传动装置的整个结构。

带式连续变速传动装置的左侧(如图1所示)连接于水平配置在车体前部的发动机上，该传动装置包括左壳体1和左壳体2，该壳体通过沿车体纵方向延伸的分开表面彼此结合在一起。一个比较窄的中间壳体3和右盖4以叠合的方式连接于右壳体2的右侧。带式连续变速传动装置包括：与发动机的曲轴5共轴配置的驱动轴6；配置在驱动轴6下面和后部的被动轴7；配置在被动轴7下面和后部的第二轴8。差速器9大体位于第二轴8的下面。

驱动轴6由装在中间壳体3中的滚珠轴承10和装在右壳体2中的滚珠轴承11支持，其左端通过飞轮12连接于曲轴5的左端。驱动引带轮13装在驱动轴6的中间部分，前进和后退转换机构装在驱动轴6的右端，并包括行星齿轮式减速机构14、向前离合器15和反向制动闸16。

被动轴7由装在中间壳体3中的滚珠轴承17和装在右壳体2中的滚珠轴承18支承，并包括在其左端的起动离合器19和在其中间部分的被动引带轮20，前者由具有高冷却性能的湿的多板式离合器构成。驱动轴6上的驱动引带轮13和被动轴7上的被动引带轮20通过具有许多金属块21₂的环形带21与两个金属环21₁、21₂结合。

飞轮12包括固定于曲轴5左端的第一盘形件25、固定于驱动轴6并对着第一盘形件25的第二盘形件26、配置在第一、第二盘形件25和26之间的并通过盘形件25、26的相对转而被压缩的许多弹簧27、用于通过盘形件25、26的相对转动而产生摩擦力的摩擦力产生装置28。滚珠轴承29装在第一和第二盘形件25和26之间，用于支承盘形件25、26，以便相对转劝。起动齿轮30围绕第一盘形件25的外圆周，并与图中未示出的起动马达的小齿轮啮合。

第一油泵驱动齿轮31固定于驱动轴6的左端，并与第二油泵驱动齿轮33啮合，该齿轮33固定于由外接齿轮泵构成的油泵32的输入轴上。因此转动驱动轴6便驱动油泵32。

装在驱动轴6上的驱动引带轮13包括固定半引带轮37和活动半引带轮38，前者与套筒轴36形成整体，该套筒轴36通过配置在驱动轴6外周面上的一对滚针轴承34和35可相对转动地装在该外周面上，后者通过球形键可在套筒轴36的外周面上滑动，并可以移向或移离固定半引带轮37。将活动半引带轮38推向固定半引带轮37的油室41由三个部件构成：固定于套筒轴36的分隔件39、固定于活动半引带轮38的分隔件40和活动半引带轮38。弹簧42压缩之后装在油室41中，用于将预定的初始负载加在环形带21上。

补偿器43形成在套筒轴36的分隔件39和活动半引带轮38的分隔件40之间，并对着油室41，其间有分隔件39。用于输送从油泵32流出油的输送管44的出口端部直接通向补偿器43的内周部分。因此，通过输送管44可直接将油泵32中的油送到补偿器43，这样可以去掉在先有技术中控制油的控制部件，从而可减少部件数目。通过作用于进入补偿器43中油上的离心力反抗作用于保留在油室41中油上的离心力，可以防止不必要的推进力作用在活动半引带轮38上。

装在驱动轴6右端的前进和后退转换机构的行星齿轮式减速机构14包括：用键连接于驱动轴6的中心齿轮45；使其内周可相对转动地装在驱动轴6上的行星齿轮支承件46；环齿轮48，该齿轮成形在环行齿轮侧板47的外周面上，该侧板47的内周面可相对转动地装在驱动轴6上；均装在行星齿轮支架46上的内行星齿轮49和外行星齿轮50；该内行星齿轮49和外行星齿轮50彼此啮合。内行星齿轮49与中心齿轮45啮合，而外行星齿轮50长环齿轮48啮合。

行星支架46的内周面和环齿轮侧板47内周面用三个止推轴承52、53和54支承，这三个止推轴承位于通过键连接于驱动轴6的中心齿轮45的右侧和固定于驱动轴6左端的止推衬垫51之间。具体是，行星支架46的内周面左侧放在中心齿轮45的右侧，其间配置止推轴承52；环齿轮侧板47内周面的左侧放在行星支架46内周面的右侧，其间配置止推轴承53；止推衬垫51的左侧放在环齿轮侧板47内周面的右侧，其间配置止推轴承54。

向前和后退转换机构的向前离合器15包括固定于套筒轴36右端部的并连接于行星支架46外周面的离合器外部件55、连接于中心齿轮45的离合器内部件56和配置在离合器外部件55和离合器内部件56之间的许多摩擦板57。离合器活塞58位于离合器外部件55中，用于推动摩擦板57，而弹簧59将离合器活塞往回推。如果使油送入在离合器外部件55和离合器活塞58之间形成的油室60，驱动离合器活塞58，则摩擦板便相互紧密接触，由此，离合器外部件55和离合器内部件56形成一体，并且套筒轴36连接驱动轴6，因而驱动引带轮13与驱动轴6一致转动。

前进与后退转换机构的反向制动闸16包括许多配置在环环齿轮48外周面和中间壳体3内周面之间的许多摩擦板61。制动活塞62可滑动地支承在中间壳体3上，用于推动摩擦板61。弹簧63往回推制动活塞62。如果使油送入在制动活塞62和中间壳体3之间形成的油室64中，驱动制动活塞，则摩擦板61彼此紧密接触，由此环齿轮58与中间壳体3结合。这使得驱动轴6的转动可以通过中心齿轮45、内部行星齿轮49、外部行星齿轮50和行星支架56传送到离合器外部件55上。因此，驱动轴6的转动反向并传送到驱动引带轮13。

支承驱动轴6和套筒轴36的滚珠轴承固定在中间壳体3和轴承座66之间，该座66用穿过中间壳体3的螺栓65固定。螺栓65的头配置在反向制动闸16的油室64中，由此可以减少制动活塞62的外直径，和油室64形成在螺栓65的径向外侧的情况相比，这使得反向制动闸16变紧凑。

下列油随由两个共轴装入驱动轴6右端部的输油管构成：将油送入驱动引带轮13的油室41的油道67；将油送入前进离合器15中油室60的油道68；用于润滑前进离合器15的油道67。从油道67流出的油向左右分流，沿驱动轴6的外周面流动，以润滑一对滚针轴承34和35。

在左滚针轴承35的左侧提供一对密封环70和71，在两个密封环70和71之间的中间位置与油道72连通，该油道72形成于驱动轴6的左端。因此已经润滑左滚针轴承35的一部分油穿过右密封环70并受到左密封环71的阻挡，然后流入油道72，以润滑第一油泵驱动齿轮31的用键连接的部分。

被动引带轮20的固定半引带轮75整体成形在被动轴7上，活动半引带轮76通过球形键可滑动地装在被动轴7的外周面上。将活动半引带轮76推向固定半引带轮75的油室79由下列三个部件件构成：固定于被动轴7的分隔件77；固定于活动半引带轮76的分隔件78；活动半引带轮76。弹簧80在压缩后装入油室79中，用于将预定的初始负载加在环形带21上。补偿器81在被动轴7的分隔件77和活动半引带轮76的分隔件78之间形成，并对着油室79，其间配置分隔板77。

装在被动轴7左端的起动离合器19包括固定于被动轴7的离合器外件82和可相对转动地装在被动轴7的外周面上的离合器内件84，在该内件84和被动轴7之间配置一对滚针轴承83、83。许多摩擦板85配置在离合件外件82和离合件内件84之间。离合器活塞86位于离合器外件82中，用于推进摩擦板85，而弹簧87将离合器活塞86往回推。如果使油送入在离合器外件82和离合器活塞86之间形成的油室88，驱动离合器活塞86，则摩擦板85彼此紧紧接触，使离合器外件82和离合器内件84彼此结合在一起，因而离合器内件84与被动轴7一致地转动。

停车齿轮89和输出齿轮90整体成形在离合件内件84上。第一中间齿轮91和第二中间齿轮92整体成形在第二轴8上。第一中间齿轮91与输出齿轮90啮合，而第二中间齿轮92与差速器9的最后齿轮93啮合。

具有上述结构的带式连续变速传动装置可以通过以下路径传送发动机曲轴5的转动：飞轮12→前进离合器15→套筒轴36→驱动引带轮13→环形带21→被动引带轮20→被动轴7→起动离合器19→输出齿轮90→第一中间齿轮91→第二中间齿轮92→最后齿轮93→差速器9，由此驱动左、右车轴正常转动，因而通过使前进和后退转换机构的前进离合器15进入啮合状态而使携带驱动引带轮13的套筒轴36直接接合在驱动轴6上，以及通过使启动离合器19进入啮合状态而使输出轴90和被动轴7接合起来，便可以驱动车辆前进。

如果使反向制动闸16进入啮合状态而不是使前进离合器15进入啮合状态，则如上所述，驱动轴6的转动减速并以反向转动的形式传动，由此使左、右车轴反向转动，从而使车辆后退。

当车辆以上述方式前进或后退时，通过在施加于驱动引带轮13中的油室41上的液压压力和施加于被动引带轮20中的油室79上的液压压力之间形成的差别，可使驱动引带轮13和被动引带轮20中的一个轮的槽宽度增加，而使另一个轮的槽宽度减小，从而可以连续改变从驱动轴6传动送到被动轴7的驱动力的传送比。

在具有上述结构的带式连续变速传动装置中，在驱动引带轮13和被动引带轮20中的V形槽的倾斜角(由引带轮的转动平面和引带轮与带之间的接触表面所形成的角度，在以后称作引带轮倾斜角α)在优选实施例中被设定在8°。理由将在下面说明。

图8是解释作用在环形带21上的力的平衡的例示图。

α是引带轮的倾斜角；

μ是引带轮和环形带之间的摩擦系数；

N是引带轮作用在环形带上的垂直作用力；

F是由于环形带的张力引起的环形带推压在引带轮中心上的推力；

Q是曲液压压力产生的引带轮的轴向推进力。

其中N、F和Q分别是单位引带轮角度的的数值。

摩擦力μN取决于垂直作用力N和摩擦系数μ，它作用在引带轮和环形带之间。如图所示，当要环形带沿引带轮径向向外移动时，摩擦力的方向为径向向内，当要环形带沿引带轮径向向内移动时，摩擦力的方向为径向向外。

引带轮作用于环形带的轴向负载是Ncosα+μNSinα，它由液压压力产生的引带轮的轴向推动力平衡。

         Q＝Ncosα+μNSinα       (1)

引带轮作用于环形带的径向负载是Nsinα+μNcosα，它由环形带的张力形成的推力F的一半力F/2平衡(由引带轮作用于环形带左、右相对端面上的总的径向负载由推力F平衡)。

         F/2＝Nsinα+μNcosα     (2)

在产生轴向推动力Q时径向向外移动环形带的必要条件是当Q是正值时，F是正值。换言之，摩擦系数μ和引带轮倾斜角α需满足以下关系：

如果求方程(1)中N并将其代入方程(2)，则得下列方程(3)：

F/2＝Q(sinα-μcosα)/(cosα+μsinα)    (3)式中Q是正值，而且0°＜α＜90°，因此cosα+μsinα也是正值。最后为保证F是正值，只满足以下关系：

           sinα-μcosα＞0    (4)因此，         tanα＞μ           (5)

公式(5)意味着，为了利用液压压力相对于固定半引带轮对活动半引带轮施加偏压而径向向外移动环形带，必需满足tanα＞μ的条件。即如果引带轮倾斜角α比较大，则利用液压压力形成的轴向推动力迫使环形带沿引带轮的楔形径向向外移动的力必须克服环形带和引带轮之间的摩擦力，由此可以径向向外移动环形带。然而当引带轮倾斜角α较小时，由液压压力形成的轴向推动力迫使环形带沿引带轮的楔形径向向外移动的力也比较小，因此不能克服环形带和引带轮之间的摩擦力使环形带径向向外移动。

在引带轮和环形带之间的摩擦系数包括静摩擦系数μs和动摩擦系数μα。静摩擦系数μs大于动摩擦系数μα(μs＞μα)。因此在引带轮停动期间为了利用液压压力径向向外移动环形带，必需满足以下关系(6)。

            tanα＞μs       (6)为此必须增加引带轮的倾斜角α。为了在引带轮转动期间利用液压压力径向向外移动环形带，必需满足以下关系(7)：

               tanα＞μa                  (7)对于此目的的引带轮倾斜角可以比较小。

当车辆急刹车使驱动车轮在处于带式连续变速传动装置的传送比不低的状态下停止转动时，为了下一次起动，必须使传送比回到较低的数值。在这种情况下，如果带式连续变速传动装置在被动轴7上没有起动离合器19，而仅在驱动轴6上有起动离合器19，则带式连续变速传动装置的驱动引带轮13和被动引带轮20在车辆停车期间不转动，而且起动离合器处于脱开的状态。为此，除非引带轮倾斜角α设定在较大的数值满足关系tanα＞μs，否则便需要极大的液压压力使环形带21沿被动引带轮20径向向外移动，使传送比回到较低的数值。

然而在本发明中在被动轴7上装有被动离合器19，因此即使在车辆停车期间而且起动离合处于脱开状态时，带式连续变速传动装置的驱动引带轮13和被动引带轮20也在转动。所以即使引带轮倾斜角α设定在较小值，满足tanα＞μa的关系，环形带21也能利用较小的液压压力沿被动引带轮径向向外移动，使传送比转到较低的数值。

另外，为使传送比在驱动引带轮13和被动引带轮20停止状态下回到较低数值，则需要使比加在驱动引带轮13中的油室41上的液压压力大约4倍的液压压力加在被动引带轮20中的油室79上，但是为使传送比在驱动引带轮13和被动引带轮20转动着的状态下回到较低的数值，则只要比加在油室41上的液压压力大约2倍的液压压力便足够了。

由于在被动轴7上提供起动离合器19，所以可以在驱动引带轮13和被动引带轮20转动着的情况下容易地进行传送。因此引带轮倾斜角α不需要满足先有技术中的tanα＞μs，可以应用在先有技术中不能应用的引带轮倾斜角α，即倾斜角满足以下关系：

              μα＜tanα＜μs    (8)换言之，如果在被动轴7上装上起动离合器19，则即使倾斜角α设定在比常规值低的数值，也能够进行传送。

当根据实验设定静摩擦系数为0.17，动摩擦系数为0.08时，满足(8)式的引带轮倾斜角α在以下范围：

           4.57°＜α＜9.65°    (9)

在驱动轴6上有起动离合器19的常规带式连续传动装置中，因为上述原因，引带轮倾斜角设定在11°，而在本发明实施例的带式连续变速传动装置中，引带轮倾斜角α设定在8°，这一数值位于(9)所示的范围内。

如果引带轮倾斜角α设定在如上所述的较小值，则可以增加带式连续变速传动装置的传送转矩，同时可以防止引带轮和环形带之间的滑动。这是因为当引带轮倾斜角α设定在较小值时，环形带的推动力下(环形带的张力T)相对同样的轴向推力显著减小，同时由引带轮作用的垂直作用力仅稍许改变的缘故。因而可以在使环形带的推动下F(张力T)保持在保证环形带不滑移的范围内的同时增加引带轮作用的垂直作用力，所以可以增加传送转矩。其原因下面将更详细说明。

如果在引带轮倾斜角α等于11°的情况下和在引带轮倾斜角α等于8°的情况下设定摩擦系数μr(动摩擦系数μa在引带轮径向方向的分量)为0.07时计算方程(3)中的F/Q，则α＝11°时F/Q＝0.25，α＝8°时F/Q＝0.14。计算时略去离心力的影响。

因此，如果由液压压力产生的引带轮的轴向推力Q为1000千克力，则因为环形带的张力而使该带推压在引带轮上的推动力F(以后称作带的推动力F)在α＝11°时为250千克力，而在α＝8°时为140千克力。

如果考察作用于如图9所示的以张力T绕在引带轮上的环形带很小区域(该区域具有中心角αβ)上的径向力的平衡，则可得到以下方程：

T(β)sin(αβ/2)+[T(β)+αT]sin(αβ/2)＝F(β)αβ    (10)αβ是一个很小的角度，所以sin(β/2)＝αβ/2，此时方程(10)变为：

              T(β)＝F(β)              (11)即上述方程表示，带的推动力F等于环形带的张力T。这表示，相环形带的张力T(带的推动力)相同时，如果引带轮倾斜角α较小则引带轮的轴向推力Q较大，因而可传送的转矩Tin较大。

从图10A～10C所示的曲线中可以很明显地看到这一点，在该图中，横坐标代表带式连续变速传动装置的传送转矩Tin，而横坐标代表与环形带的张力T成正相关关系的带的推动力F。可以看到，在速度比i(驱动轴转速与被动轴转速之比)为0.61，1.00和1.64的所有情况下，传送转矩Tin对于相同轴-轴之间的力(张力T)随引带轮倾斜角的变小而增加。

图11中的曲线图示出对不同引带轮倾斜角α传送转矩Tin相对于输入转速Nin(驱动轴的转速)的变化，从图11中的曲线图可以看到，当引带轮倾斜角α在转速的整个范围内减小时，传送转矩Tin增加。

图12和13示出对于不同的引带轮倾斜角度α传送效率η相对于速度比的变化，图12对应于输入转速Nin为2000转/分和传送转矩Tin为5千克力·米的情况，而图13对应于输入转速Nin为4000r/min和传送转矩Tin为10千克力·米的情况。从这些曲线图可以看到，当引带轮倾斜角α减小时，传输效率η减小，但在4.57°＜α＜9.65°的范围内时，如图9所示，传输效率η的减小很小，这不妨碍实际应用。

从上述可知，可以有效增加传送转矩同时又能抑制传送效率降至最小值的引带轮倾斜角α最好设定在制造期间期望误差的5°＜α＜9°的范围内，在本实施例中，引带轮倾斜角设定在8°。

如上所述，由于在被动轴7上安装起动离合器19，所以引带轮倾斜角α能够设置在μα＜tanα＞μs范围内的较小值。因此可以增加环形带21的金属环21₁、21₁的材料的强度和横截面积，而且允许增加驱动轴6和被动轴7之间轴-轴距离，从而可以增加驱动引带轮13或被动引带轮20的直径。这样便可以在不增加环形带21张力又不降低金属环21₁、21₁的屈曲应力的同时增加驱动引带轮13和被动引带轮20的轴向推力Q，因而可以增加传送转矩而环形带21又不滑移。

另外，由于引带轮倾斜角α降低，所以对于相同的速度比变化引带轮的冲程减小，因此配合引带轮本身轴向厚度的减小可以减小带式连续变速传动装置的轴向尺寸。而且如果传送转矩Tin是恒定的，则对相同的变速量可以减小吸收和排出的油量，因而增加了对速度比变化的响应性能，另外，可以降低油泵32的容量，从而可以减小带式连续变速传动装置的尺寸，通过降低油泵的负载增加效率。

图14示出在引带轮倾斜角度α变化时传送转矩Tin的变化，从图14可以看到，当α＝11°时，Tin＝14.3，而当α＝9°时传送转矩Tin增加到15.8，当α＝5°时传送转矩达到19.6。

已在优选实施例中例示出用于车辆的带式连续可调传动装置，但本发明可以应用于其它方面的例如车床等的带式连续变速传动装置。另外，在本实施例中起动离合器19装在被动轴7上，但是可以在驱动轴7上装上变速离合器，而在驱动轴6上装起动离合器19。本发明还可以应用于带转矩变换器的带式连续变速传动装置上。

虽然已经详细说明本发明的实施例，但是应当明白，本发明不限于上述实施例，可以进行各种改型而不违背权利要求书中确定的本发明的精神和范围。

Claims (5)

1.一种V形金属带式连续变速传动装置，包括：

(a)驱动轴；

(b)装在上述驱动轴上的驱动引带轮，上述驱动引带轮具有V形槽；

(c)被动轴；

(d)装在上述被动轴上的被动引带轮，上述被动引带轮具有V形槽；

(e)环形带，绕在上驱动引带轮和上述被动引带轮上并位于上述V形槽中，其特征在于，在上述驱动引带轮和上述被动引带轮上的上述V形槽的倾斜角α在tan^-1μa＜α＜tan^-1μs的范围内，式中μs是上述驱动、被动引带轮分别与上述环形带之间的静摩擦系数，μa是上述驱动、被动引带轮分别与上述环形带之间的动摩擦系数。

2.如权利要求1所述的V形金属带式连续变速传动装置，其特征在于，4.57°＜α＜9.65°。

3.如权利要求1所述的V形金属带式连续变速传动装置，其特征在于，还包括：(a)离合器；(b)使上述离合器连接于上述被动轴的随动件。

4.如权利要求3所述的V形金属带式连续变速传动装置，其特征在于，上述离合器是起动离合器。

5.如权利要求1所述的V形金属带式连续变速传动装置，其特征在于，上述V形带包括至少一个绕在上述驱动、被动引带轮上的金属环和许多装在上述至少一个金属环上的金属块。

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