CZ69097A3 - Třecí víceřetězový variátor - Google Patents

Abstract

Vynález se týká třecího řetězového variátoru, u něhož je mezi proti sobě posuvnými kotouči hnacími /1,2/ a hnanými /3, 4/ svírána sada řetězů /5/, odstupňovaně širokých. Vnitřní boky kotoučů /1, 2, 3, 4/ jsou tvarovány tak, aby meridiálním řezem pracovního povrchu byla exponenciála. Části řetězů /5/ nepřenášející výkon jsou napínány magneticky. Kontakt řetězů /5/ s kotouči /1, 2, 3, 4/ může být kov na kov a/nebo guma na kov. Pak má řetěz /5/ na bocích gumové pásy /6, 7/. Do příslušně vytvarovaných jamek v těchto pásech /6, 7/ zapadají polokulovité zakončené řetězové čepy /8/, což umožňuje pásy /6, 7/ naklápět, takže přiléhají na kotouče /1, 2, 3, 4/ celoplošně. Pásy /6, 7/jsou vně řetězů /5/ navzájem propojeny prostřednictvím navulkanizovaných či nalepených pásků /9, 10/, takže mazivo z řetězů /5/ se nedostane na kotouče /6, 7/.

Description

(57) Anotace:

Vynález se týká třecího řetězového variátoru, u něhož je mezi proti sobě posuvnými kotouči hnacími /1,2/ a hnanými /3, 4/ svírána sada řetězů /5/, odstupňovaně širokých. Vnitřní boky kotoučů /1, 2, 3, 4/ jsou tvarovány tak, aby meridiálním řezem pracovního povrchu byla exponenciála. Části řetězů /5/ nepřenášející výkon jsou napínány magneticky. Kontakt řetězů /5/ s kotouči /1, 2, 3, 4/ může být kov na kov a/nebo guma na kov. Pak má řetěz /5/ na bocích gumové pásy /6, 7/. Do příslušně vytvarovaných jamek v těchto pásech /6, 7/ zapadají polokulovité zakončené řetězové čepy /8/, což umožňuje pásy /6, 7/ naklápět, takže přiléhají na kotouče /1, 2, 3, 4/ celoplošně. Pásy /6, 7/jsou vně řetězů /5/ navzájem propojeny prostřednictvím navulkanizovaných či nalepených pásků /9, 10/, takže mazivo z řetězů /5/ se nedostane na kotouče /6, 7/.

GG0- Q Ϊ

Oblast techniky

Třecí víceřetězový va

3« riát

XI

O s o * ? > c o <

O cn· to, σ

o czx )

4^ : -J ) cn r>c

Vynález se týká třecího spojitě měnitelného převodu řetězového a řeší u něj problematiku zvyšování měrného přenášeného výkonu, účinnosti a trvanlivosti (u jedné alternativy i hlučnosti).

Dosavadní stav techniky

U klasických klínořemenových variátorů (americký patent z r. 1897) vznikají vinou malého průměru řemenic a velké šířky klínového řemene (což obojí je potřebné pro dostatečný převodový rozsah) výrazně větší energetické ztráty než u běžného, dobře navrženého konstantního převodu klínovým řemenem. Jde zejména o ztráty hysterezní, především v důsledku periodického ohýbání a narovnávání řemene, ale i v důsledku jeho opakujícího se podélného natahování a uvolňování, jakož i střídavého stlačování a uvolňování boků řemene řemenicovými kotouči. Také ventilační ztráty jsou vyšší, neboť variátorový řemen je obvykle „ozubený“ kvůli snížení ohybové tuhosti při zachování tuhosti příčné. Periodické deformace řemene probíhají navíc v kontaktu s nepodajnou řemenicí a tak jsou zmíněné hysterezní ztráty zvětšovány ještě o ztráty třecí (ty by ovšem výrazně vzrostly při překročení mezního momentu).

Periodické deformace mají pochopitelně negativní vliv také na životnost řemene. Zejména se to týká deformací ohybových. Nutnost udržet je v přijatelných mezích vede k omezování výšky řemene a tedy i k omezování jeho styčné plochy s řemenicemi. Tím je limitován přenášený točivý moment a výkon. Výhodou tohoto klasického variátorů je tichý chod a malá potřebná přítlačná síla kotoučů na řemen umožněná vysokým koeficientem tření řemene na řemenici.

U variátorů systému TRANSMATIC (autor van Doome) je klínový řemen nahražen kovovými články drženými pohromadě prostřednictvím dvou svazků mimořádně tenkých uzavřených ocelových pásků (ve formě obruče). Točivý moment se přenáší z hnací „řemenice“ na hnanou tak, že sloupec článků je tlačen! Díky podstatně vyšší tuhosti kovových článků jsou minimalizovány hysterezní ztráty. Při ohybu „řemene“ přes řemenici sice musí docházet k posunu článků na páscích, ale to probíhá už v uvolněném stavu, tedy se sníženými třecími ztrátami.

Účinnost vlastního převodu je proto vyšší než u klínořemenového variátorů. Bohužel je poněkud snižována příkonem čerpadla pro potřebný hydraulický přítlak řemenic. Ten je dost vysoký, což jednak značná tuhost článků umožňuje, jednak je to v zájmu co největšího přenášeného točivého momentu nutné kvůli nízkému koeficientu tření mezi řemenicemi a „řemenem“ (tření navíc není posilováno Eulerovým efektem¹ - ten vzniká jen v případě tahu).

Výhodou proti klasickému klínořemenovému variátorů je vyšší přenášený výkon (vztažený k rozměrům a hmotnosti) a o něco vyšší celková účinnost.

') Podle Eulera platí: Ti:T? = e^f“ , kdeT) je síla v tažné části řetězu, T₂ v jeho uvolněné části, ctje úhel opásání v obloukové míře, f je koeficient tření násobený klínovým účinkem.

Nevýhodou jsou jednak extrémně vysoké požadavky na materiál pásků (musí spolehlivě vydržet vysoké periodické ohybové namáhání za rotace, neboť prasknutí pásku by vedlo k havárii převodu), jednak náročná technologie výroby pásků a konečně i větší složitost variátoru jako celku. Projeví se to v ceně variátoru, která je při stejné sériovosti výroby asi o polovinu vyšší než u ručně řazené pětistupňové převodovky. Kromě toho není - na rozdíl od klasického klínořemenového variátoru - hlučnost takto řešeného variátoru úplně zanedbatelná.

Je-li podle anglického patentu Geoffreye Josepha Abbota (jím nazvaného P.I.V. - Positive Infinitely Variable transmission) nahražen klínový řemen řetězem, přenáší se výkon tahem. U původní Abbotovy konstruce byly kotouče vybaveny drážkami, do nichž zapadaly stranově výsuvné díly řetězu. Nová řešení tohoto variátoru mají kotouče hladké a tažná síla se přenáší na řetěz třením. Eulerův efekt je tedy využíván, takže stačí menší přítlak než u Transmaticu.

Poloměr ohybu řetězu může být výrazně menší než poloměr ohybu řemene či pásků. Řetěz může být širší, neboť je podstatně odolnější proti překroucení. Vysoká příčná tuhost řetězu umožňuje volit u kotoučů dost plochý tvar (mezi nimi vznikne ostrý klín). Z obojího rezultuje možnost dosáhnout velkého převodového rozsahu, což je vítáno zejména u vozidel, a to kvůli „rychloběhu“ umožňujícímu za ustálené rychlosti po rovině nízkou spotřebu paliva.

Konstrukce řetězu byla vývojem zdokonalena, a to jak snížením hmotnosti umožňujícím zvýšit obvodovou rychlost a tím i přenášený výkon, tak zlepšením účinnosti (použitím odvalovacích čepů snižujících tření při ohybu řetězu) a zejména úpravami směřujícími k poklesu výrobních nákladů.

U moderních řetězů jsou články vylisovány z plechu a navzájem spojeny kolébkovými (odvalovacími) čepy, jež jsou svými zaoblenými konci v přímém kontaktu s hnacími i hnanými kotouči. Řetěz je snadno demontovatelný po vysunutí kteréhokoliv čepu do strany. Cena řetězu je asi čtvrtinová ve srovnání s tlačným článkovým pásem předchozí alternativy. Riziko jeho havárie je podstatně nižší.

Účinnost tohoto variátoru se blíží účinnosti mechanické několikastupňové dvouhřídelové převodovky (s ozubenými koly). Nevýhodou existujících řetězových variátorů je o dost větší hlučnost (kterou je nutno potlačovat sekundárními opatřeními) a vysoký měrný tlak mezi čepy a kotouči, což spolu s neměnným místem styku na čele čepu vede k rychlejšímu opotřebení, než by bylo žádoucí.

Podstata vynálezu

Hlavní nevýhody výše uvedených variátorů jsou potlačeny ajejich přednosti rozšířeny třecím víceřetézovým variátorem podle vynálezu, jehož. podstatou je to že :

a) dvojicí „kónických“, proti sobě axiálně posuvných hladkých kotoučů (a to jak hnacích, tak i hnaných) není svírán jediný řetěz, ale sada řetězů, jejichž šířka je pochopitelně odstupňována;

b) vnitřní boky zmíněných kotoučů jsou tvarovány tak, aby kterýkoliv nastavený převod byl pro všechny řetězy ze sady stejně velký (meridiálním řezem vnitřního povrchu kotouče není pak přímka, ale exponenciála, resp. v inverzním pojetí logaritmická křivka)',

c) k napínání uvolněných části řetězů (tam, kde nepřenášejí výkon) je využito trvalé magnetizace sousedících řetězů v sadě (k relativnímu uvolňování vnějších řetězů dochází při změně převodu variátoru od obou krajních hodnot směrem k hodnotě 1,0); kromě toho bude žádoucí orientovat polohu řetězů tak, aby pri jejich napínání spolupracovala gravitace.

Jednotlivé řetězy sevřené mezi dvojici kotoučů vykazují pochopitelně různé obvodové rychlosti (úměrné styčným poloměrům), takže vnitřní řetězy jsou po opuštění kontaktu s kotouči předbíhány řetězy vnějšími. Tvar kotoučů však zajišťuje, aby pro týž řetěz byla obvodová rychlost hnacích i hnaných kotoučů v místě styku s řetězem (konkrétně s jeho čepy) stejná za kteréhokoliv nastaveného převodového poměru. Projeví se to i tím, že na rychlých kotoučích jsou řetězy k sobě navzájem blíž než na kotoučích pomalých (při krajních převodech 2,0 nebo 0,5 jsou pak na rychlých kotoučích těsně u sebe).

Jak již bylo uvedeno, je meridiálním řezem vnitřního povrchu kotouče exponenciála. Výhodným důsledkem toho, že to není přímka, je putování styčného bodu čepu s kotoučem po zaobleném konci čepu při změně převodu. Opotřebení kontaktních ploch je proto rovnoměrnější a menší.

Točivý moment přenášený sadou řetězů může být samozřejmě větší než při použití jediného řetězu u řetězových variátorů dosavadních.

U druhé alternativy tohoto variátorů mají řetězové čepy na obou svých koncích polokulovitý tvar a na tyto polokulovité konce jsou nasazeny gumové pásy pro styk s kotouči (v pásech jsou příslušně vytvarované prohlubně). Tyto boční gumové pásy jsou vně řetězu navzájem propojeny prostřednictvím navulkanizovaných či nalepených krycích gumových pásků bránících úniku maziva na styčné plochy bočních pásů s kotouči. Polokulovitá zakončení čepů dovolují bočnímu gumovému pásu přizpůsobovat se naklápěním různé strmosti kotoučů při změně převodu. Díky vysokému koeficientu tření pásu na kotouči a díky výraznějšímu Eulerovu efektu stačí o dost slabší napínání řetězů a také vzájemný přítlak kotoučů může být mnohem menší. Hlučnost je pro většinu použití prakticky zanedbatelná - jako u klínového řemene.

Přehled obrázků na výkresech

Na připojeném výkresu (obr.l) je schematicky znázorněn třecí variátor s kotouči podle vynálezu. Na výkrese s obr. 2 je schematicky znázorněn řetěz vybavený gumovými bočními pásy a krycími pásky.

Příklady provedení wnálezu

Jako první příklad (obr. 1) je vybrán variátor vhodný pro těžký nákladní automobil či tahač návěsů (případně i autobus), a to s kovovým stykem řetězů s kotouči. Aby příklad byl dostatečně ilustrativní, je pro něj níže navržena či odvozena řada konkrétních technických údajů, jako např.:

- převodový rozsah

- konkrétní tvar pracovní plochy kotoučů

- největší a nejmenší pracovní poloměry kotoučů

- strmost kotoučů na těchto poloměrech

- rozsah axiálního posuvu kotoučů

- šířky krajních řetězů

- nejvyšší přenášený točivý moment a výkon

Za variátorem bude v pohonném ústrojí vozidla zabudována řaditelná redukce s velkým rozsahem, např. 1:4. Pro variátor pak budeme počítat s převodovým rozsahem rovněž 1:4, takže celkový převodový rozsah bude 1:16, jaký je u těžkých silničních vozidel obvyklý. Dále předpokládáme použití identických kotoučů pro hnací i hnaný hřídel variátoru. Převod variátoru i bude tedy spojitě měnitelný v rozsahu 0,5 < i < 2,0 (u krajních hodnot i - 0,5 a i - 2 je jedna dvojice kotoučů i a 2 zcela k sobě přiražena a u druhé je vzájemná axiální vzdálenost kotoučů 3_ a 4 největší možná).

Tvar kotoučů je dán podmínkou b) uvedenou v partii Podstata technického řešení. Tato podmínka vyžaduje u kteréhokoliv řetězů ze sady 5 stejný převodový poměr, a to pro celý rozsah axiálního posuvu kotoučů. Takovému požadavku vyhovuje rotační plocha, jejímž meridiálním řezem je - jak již bylo uvedeno - exponenciála s poloměrem kotouče jako nezávisle proměnnou a s axiální vzdáleností kotoučů jako závisle proměnnou (inverzně jde pochopitelně o logaritmickou křivku).

I v zájmu posouzení realizovatelnosti předkládaného řešení je nutno zabývat se předběžným dimenzováním základních částí variátoru. Počítáme s běžnými hodnotami namáhání a respektujeme současné parametry vozidlových motorů. Lze předpokládat, že pak při detailním návrhu zbyde prostor pro odchylky, a to v obou směrech.

Mezi vstupním hřídelem variátoru a motorem není žádný mezipřevod, takže jejich otáčky jsou totožné.

Současnými předpisy dovolená maximální rychlost pro uvažovaná vozidla je 80 km/h (moderní předpisy počítají s jejím omezováním technickými prostředky, aby nezávisela na ukázněnosti řidiče).

Největší převod do rychlá i = 0,5 bude využit při 80 km/h a při otáčkách motoru 1000/min (prázdné vozidlo na rovině). Při rychlosti 80 km/h bude tedy mít výstupní hřídel variátoru vždy 2000 ot/min (pochopitelně se zařazeným druhým stupněm velkorozsahové redukce).

K největší rychlosti řetězu dochází rovněž při dovolených 80 km/h, ale dosahovaných s maximálním výkonem² motoru při 2000 ot/min (což je obvyklá hodnota u motorů pro tuto kategorii vozidel). Tedy vstupní i výstupní otáčky variátoru jsou stejné - 2000/min, čili převod variátoru je za tohoto režimu nastaven na hodnotu i = 1,0.

Příslušný poloměr oběžné dráhy řetězu je při těchto otáčkách určen udávanou přípustnou rychlostí řetězu 30 m/s a má tedy hodnotu 143 mm.

U kotoučů s již zmíněným exponenciálním tvarem meridiálního řezu pracovní plochy bude pak při převodu 2,0 (nebo 0,5) mít největší poloměr oběžné dráhy řetězu hodnotu 202,6 mm. Nejmenší poloměr oběžné dráhy vnějšího řetězu bude 101,3 mm.

Předpokládejme, že v sadě bude 5 řetězů a tloušťka každého z nich bude 8 mm. Za největšího či nejmenšího převodu (2,0 nebo 0,5), kdy na rychlých kotoučích jsou řetězy u sebe bez mezer, bude nejmenší poloměr oběžné dráhy nej vnitřnějšího řetězu 101,3- 5x8 = 61,3 mm.

Pro meridiální řez funkční plochy kotouče předpokládáme jako přijatelnou (v prvním přiblížení) tuto logaritmickou křivku:

x= 16 ln (0,01 r) (1) nebo inverzně pojato exponenciálu:

r= 100e^(x/16) (2) ²) Při 80 km/h může takové vozidlo upotřebit maximální výkon motoru buď ve stoupání, nebo za akcelerace.

Přitom značí: r poloměr dráhy řetězu v mm x vzdálenost /mm/ bodů na křivce radiálního řezu od té kolmice na ose rotace, která tuto křivku protíná na poloměru 100 mm (x = 0).

Pro zjištění ostrosti klínu mezi kotouči je nejdřív třeba rovnici (2) derivovat. Její derivací je:

r'= 6,25 e^(x/16) (3)

Dosazením největšího pracovního poloměru do rovnice (1) získáme příslušnou hodnotu x, kterou dosadíme do (3) a získáme tak směrnici tečny ke křivce v daném bodě. Odečteme-li od devadesáti stupňů úhel jí příslušný a rozdíl znásobíme dvěma, získáme úhel klínu mezi kotouči na největším pracovním poloměru (9,03 ).

Obdobně pro nejmenší pracovní poloměr kotouče obdržíme u ostrosti klínu hodnotu 29,25 . Obě hodnoty jsou zřejmě pro kovové články řetězu vyhovující.

Maximální zdvih axiálního posuvu kotouče (za účelem změny převodu) je roven hodnotě x pro r_max a činí 11,3 mm.

Šířka vnějšího řetězu je rovna vzájemné vzdálenosti vnějších obvodů kotoučů, když jsou svými vnitřními obvody navzájem k sobě přiraženy (přesněji vyjádřeno: je rovna vzdálenosti navzájem rovnoběžných rovin proložených největšími pracovními obvody kotoučů) a činí 38,25 mm.

Šířka nej vnitřnějšího řetězu se rovná dvěma maximálním zdvihům a je tedy 22,6 mm.

Při změně převodu od obou krajních hodnot směrem ke střední hodnotě dochází k uvolňování vnějších řetězů. U nich se totiž výrazněji projevuje důsledek exponenciálního tvaru kotoučů spočívající ve větších úbytcích obvodu pomalých kotoučů, než jsou přírůstky obvodu na kotoučích rychlých. V našem případě (a při osové vzdálenosti hnacích od hnaných kotoučů 220 mm) představuje přebytek délky vnějšího řetězu proti řetězu vnitřnímu při převodu i = 1 cca 3,7 % délky řetězu, konkrétně 54 mm.

Předpokládejme, že ovládáním axiální vzdálenosti hnacích kotoučů bude nastavován požadovaný převod a že hnané kotouče budou tlačeny k sobě navzájem pružinou. V obecném případě se napne přítlakem hnaných kotoučů pouze jediný řetěz ze sady. Ostatní je nutno napínat přídavně (silami pokoušejícími se zvětšit jejich průhyb). Výhodným se zdá být napínání magnetické.

Magnetické napínání odpudivou silou (podmíněné stejnou orientací permanentní magnetizace řetězů) řeší automaticky i problém zajištění napínací síly pro krajní volný řetěz.

Jsou-li sousední řetězy zmagnetizovány navzájem opačně, pak pásy napíná síla přitažlivá a ten krajní pás, který není napínán samotným přítlakem hnacích kotoučů, a k němuž jsou přitahovány ostatní volné řetězy, ten je nutno nějak napnout zvnějšku. Nabízí se k tomu použít přiložený magnet, ale bude vhodné zvážit i další způsoby, včetně mechanického napínáku.

Na různost v uvolňování jednotlivých řetězů při změně převodu lze při jejich napínání reagovat třemi způsoby :

1. Délky řetězů v sadě stanovit tak, aby všechny byly bez průhybu za krajních hodnot převodu (i = 0,5 a i = 2,0). Při převodu i = 1,0 napnout přítlakem hnaných kotoučů nevnitřnější řetěz (tak, aby se odstranil jeho průhyb mezi hnacími a hnanými kotouči). K napínání zbylých řetězů ze sady (u nichž tímto opatřením průhyby nezmizely) se nejspíš nabízí výše uvedené magnetické napínání odpudivou silou. Využití gravitace vyžaduje situovat volnou část řetězu dole. Nevýhoda menšího úhlu opásání u vnějších řetězů (případně i jejich menší napínací síla) je pro ně až nadbytečně kompenzována větším klínovým účinkem.

2. Délky řetězů v sadě stanovit tak, aby všechny byly bez průhybu při převodu i = 1. Pak je při obou krajních hodnotách převodu napnut bez průhybu vnější řetěz (přitom se o potřebnou míru rozestoupily hnané kotouče). Přídavné napínání je tedy potřebné u kotoučů vnitřních. Pro využití gravitace je nutno situovat volnou část řetězu nahoru. Výhodou tohoto řešení je větší úhel opásání, nevýhodou omezený prostor pro průhyb nejvnitřnějšího řetězu s případnou nutností zvětšit rozteč kotoučových hřídelů (zejména při použití vzájemně opačné orientace u magnetizace řetězů). Problémem bude také dosáhnout žádoucí velikosti síly přenášené vnitřními řetězy.

3. Délky řetězů v sadě stanovit tak, aby všechny byly bez průhybu při převodu, který je vhodně stanoven mezi hodnotami 1,0 a 2,0 (automaticky i mezi 0,5 a 1,0). Jde o kompromis mezi oběma předchozími případy. Jeho výhodou je minimalizace průhybů řetězů. Využití gravitace pro napínání je potřebnější u vnitřních řetězů, tedy volné části řetězů by měly být dole.

Z těchto tří uvedených variant použijeme tu první. Skutečné hodnoty převodu bude však nutno stanovit detailním výpočtem (nebo experimentálně). Závisí totiž mj. i na roztečné vzdálenosti kotoučových hřídelů, která ovlivňuje velikost relativního uvolnění řetězu při změně převodu směrem k hodnotě i = 1. Jsou-li hnací kotouče nastaveny tak, že pracovní poloměr řetězu je geometrickým průměrem krajních pracovních poloměrů příslušného řetězu (a to mělo odpovídat převodu i = 1,0). nebudou na stejnou hodnotu pracovního poloměru nastaveny kotouče hnané, neboť délka řetězů v důsledku výše uvedeného jevu přebývá. Hnané kotouče se tedy sevřou (působením pružiny) a nastaví se na nich větší pracovní poloměry. Půjde pak ovšem o převod do pomala.

Má-li být nastaven skutečný převod i = 1, musejí se hnací kotouče sevřít více, aby řetěz naběhl na větší poloměr. Tím, že nejvnitřnější řetěz nemá volnou rezervu pro napínání, musejí ustoupit kotouče hnané, na nichž se pracovní poloměr příslušně zmenší. K převodu i = 1,0 dojde tedy na větších poloměrech hnacích i hnaných kotoučů, než je geometrický průměr krajních hodnot pracovních poloměrů.

Pokud jde o horní hranici přenosu točivého momentu, jevilo se v předběžné fázi spolehlivějším odvodit ji od realizovaných konstrukcí, než ji počítat z přípustných měrných tlaků (široké rozmezí), odhadovaných koeficientů tření, hypotetického rozdělení sil po obvodě kotoučů atd.

Nejbližším řešením byl experimentální vůz VOLVO LCP 2000 vybavený variátorem s řetězem WDK Reimers - P.I.V. Průměr jeho variátorových kotoučů byl odhadnut (podle fotografie) na 200 mm a max. točivý moment motoru na 150 Nm.

U variátoru je schopnost přenosu točivého momentu úměrná čtverci oběžného poloměru, neboť poloměru je přímo úměrná velikost nejen ramene přenášené síly, ale i opásaného obvodu. Máme-li tedy tento poloměr 2,02 krát větší (u vnějšího řetězu), bude točivý moment jím přenášený 4,1 krát větší, tedy 615 Nm (u nej vnitřnějšího řetězu jen 218 Nm). Průměr obou hodnot je 417 Nm a součet pro celou sadu řetězů 2080 Nm. Takový točivý moment odpovídá motoru s max. výkonem přes 300 kW (u vozidel uvedené kategorie začínají být běžné).

Další stupňování přenášeného točivého momentu bez zvětšování průměru kotoučů je realizovatelné paralelní spoluprací variátorů vedle sebe umístěných (usnadňuje to malá stavební šířka variátoru). To se netýká jen dosud popisovaného prvního příkladu provedení, ale i příkladu druhého.

Druhý příklad se týká variátoru s řetězy opatřenými na bocích gumovými pásy 6 a 2 (výkres s obr. 2). Kotouče tohoto variátoru jsou koncipovány obdobně jako v příkladu 1, a tak příklad 2 se zabývá jen řetězy s gumovými pásy. S ohledem na změnu strmosti kotoučů při změně pracovního poloměru jsou pásy uchyceny na řetězech výkyvně, což umožňují polokulovitá zakončení řetězových čepů 8 a jim odpovídající jamky v pásech (je tak zajištěn i přenos tahové síly mezi řetězem a pásem). V zájmu zabránění úniku maziva jsou boční pásy propojeny prostřednictvím navulkanizovaných či přilepených gumových krycích pásků 9 a 10. I takovýto řetěz může být vybaven kolébkovými odvalovacími čepy v zájmu snížení třecích ztrát. Výhodou řetězů s gumovými boky je minimální hlučnost a mnohem menší potřebná přítlačná síla kotoučů.

Sada těchto řetězů funguje vlastně jako klínový řemen, ale s tak značnou výškou, jaká by byla u klasického klínového řemenu při daném průměru řemenice naprosto nerealizovatelná, neboť jeho hysterezní i třecí ztráty by byly zcela neúnosné a jeho životnost nepatrná. Zde je naopak předpoklad výrazně nižších ztrát a vyšší životnosti než u dosavadních klínořemenových variátorů.

Průmyslová využitelnost vynálezu

Variátor podle vynálezu výrazně rozšíří oblast průmyslové aplikace mechanických spojitě měnitelných převodů (zejména směrem k vyšším přenášeným výkonům). Bude totiž výrazně levnější než často volená elektrická a zejména elektronická regulace otáček. Bez významu nebude ani jeho dobrá účinnost a pro dopravní prostředky také malá hmotnost.

U dopravních prostředků lze takto realizovat automatickou převodovku, která nejenže „řadí“ bez přerušení tahu a plynuleji než hydrodynamická převodovka, ale umožní též zlepšit hospodárnost vozidla.

Spojitě měnitelný převod lze totiž měnit za pomoci automatické regulace tak, že se pro výkon potřebný v dané jízdní situaci {požadovaný hloubkou sešlápnutí akcelerátoru) vybere právě ta kombinace točivého momentu a otáček motoru, která pro tento výkon vykazuje ve specifické spotřebě paliva minimum. Dosud nebyla u variátorů tato možnost důsledně využívána, takže příslušná vozidla neměla nižší spotřebu paliva, než byla-li vybavena několikastupňovou mechanickou převodovkou. Za větší spotřebu mohla ovšem i nedobrá účinnost dosavadních variátorů.

Bude-li variátor podle vynálezu zmíněnou regulací vybaven, bude možno u příslušného vozidla očekávat zřetelně nižší spotřebu paliva než při jeho vybavení klasickou několikastupňovou převodovkou. Drážní zkušenosti s elektrickou transmisi, která umožňuje totéž (ale za vyšší cenu a s většími nároky na hmotnost a prostor), ukazují, že takto lze ušetřit až 20 % paliva.

Také dynamičnost vozidla vybaveného variátorem by měla být lepší, neboť nejenže odpadají prodlevy pro řazení, ale během akcelerace lze trvale udržovat otáčky motoru na hodnotě pro maximální výkon (týká se to i ustálené jízdy, pokud to dovolí situace na silnici). S několikastupňovou převodovkou toje možné jen zřídka a krátce, neboť otáčky motoru jsou pevně svázány s rychlostí vozidla.

Velmi pozitivně by se variátor podle vynálezu měl projevit u zemních strojů. Jak známo, ty dosahují až dvojnásobného pracovního výkonu, jsou-li vybaveny hydrodynamickou převodovkou místo převodovky mechanické, ručně řazené. Přitom hydrodynamická převodovka neumí využít maximální výkon motoru za jakéhokoliv z provozních zatížení, jak to umí variátor. Kromě toho je její účinnost výrazně horší vlivem převahy režimů s využitím hydrodyna8 mického měniče. Použití variátoru u těchto strojů by tedy mělo výrazně snížit spotřebu paliva a jejich pracovní výkon dále zvýšit.

V přiměřené míře platí totéž pro terénní vozidla, zejména pásová.

V úvahu přicházejí ještě dvě perspektivní oblasti ve vozidlové technice, kde by variátor podle vynálezu byl mimořádně vhodný a kde jak hydrodynamická, tak i mnohastupňová mechanická převodovka je zcela nepoužitelná. Jde o gyropohony s mechanickou transmisí a dále o vybavení kolejových vozidel i trolejbusů levnými a prakticky bezúdržbovými jednofázovými asynchronními trakčními motory napájenými střídavým proudem síťové frekvence 50 Hz. Je jasné, že něco takového není bez spojitě měnitelného převodu vůbec možné, neboť asynchronní elektromotor nemá při fixním kmitočtu regulovatelné otáčky (tedy regulovatelné hospodárně a s respektováním potřebné trakční charakteristiky).

U gyrobusu by aplikací variátoru zcela odpadla drahá a těžká elektrická transmise. Setrvačník by byl roztáčen na konečné stanici prostřednictvím levného stacionárního asynchronního třífázového elektromotoru, a to po připojení výsuvného kloubového hřídele z nabíjecí stanice k vozidlu. Vozidlový variátor by přizpůsoboval stoupající otáčky setrvačníku fixním otáčkám stacionárního „nabíjecího“ asynchronního motoru. Za jízdy by variátor zajišťoval vzájemné přizpůsobení odlišně proměnlivých otáček setrvačníku a vozidlových kol (i při rekuperativním brzdění).

Krátkodobá značná momentová přetižitelnost tohoto variátoru (podmíněná příslušným zvýšením přítlaku kotoučů) umožňuje překlenout řazení výše uvedené velkorozsahové redukce tak, že tažná síla přitom ani nezakolísá.

Předpokládá to ovšem dva variátory a dvě zmíněné redukce, což se může pro přenos velkých točivých momentů docela hodit.

Princip je jednoduchý: V průběhu řazení v jedné větvi přenosu výkonu zvyšuje druhá větev dvojnásobně své zatížení a naopak. V zájmu plného využívání převodového rozsahu u variátorů bude účelné trochu navzájem přesadit převodové poměry u velkorozsahových redukcí.

Pochopitelně najde variátor podle vynálezu dobré uplatnění i v případech, kde se dosud užívá variátorů systému TRANSMATIC (osbní automobily) či variátorů klasických, jako např. u obilních kombajnů, sněžných skútrů apod.

Claims (2)

1. PATENTOVÉ NÁROKY

   1. Třecí víceřetězový variátor (spojitě měnitelný mechanický převod) s kvazikónickými, proti sobě posuvnými kotouči, vyznačující se jednak tím, že dvojicí těchto kotoučů - jak hnacích (1) a (2), tak i hnaných (3) a (4) - není svírán jediný řetěz, ale sada řetězů (5), odstupňovaně širokých, dále tím, že vnitřní boky těchto kotoučů jsou tvarovány tak, že kterýkoliv nastavený převod je pro všechny řetězy ze sady stejně velký (meridiálním řezem pracovního povrchu je exponenciála) a konečně tím, že uvolněné části řetězů (nepřenášející výkon) jsou napínány magneticky, a to díky trvalé magnetizaci sousedících řetězů v sadě.
2. 2. Třecí řetězový variátor podle bodu 1 vyznačující se tím, že polokulovité zakončené řetězové čepy (8) zapadají do odpovídajícím způsobem vytvarovaných jamek v gumových pásech (6) a (7), které jsou na řetěz na jeho obou bocích nasazeny a které díky takto získané výkyvnosti přiléhají na kotouče celoplošně bez ohledu na jejich různou strmost závislou na pracovním poloměru; tyto boční gumové pásy jsou vně řetězu navzájem propojeny prostřednictvím navukanizovaných či nalepených krycích pásků (9) a (10).