DE10059781A1 - Stufenloses Toroidalgetriebe für ein Fahrzeug mit Vierradantrieb - Google Patents
Stufenloses Toroidalgetriebe für ein Fahrzeug mit VierradantriebInfo
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Abstract
Es soll ein Aufbau umgesetzt werden, mit dem eine Gewichtsreduzierung eines Fahrzeugs mit Vierradantrieb ermöglicht wird und bei dem ein zentrales Differentialgetriebe nicht mehr erforderlich ist. Außerdem soll der Freiheitsgrad in der Positionierung der einzelnen Bauteile erhöht und eine Vereinfachung des Entwurfs eines Fahrzeugs mit einem Vierradantrieb ermöglicht werden. DOLLAR A Ein Drehmomentwandler 39 und eine Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit 42 sowie eine stufenlose Torodialgetriebeeinheit 40 werden in bezug auf die Übertragungsrichtung der Antriebskraft aufeinanderfolgend angeordnet. Die Öldruckbelastungsanlage wird auf der gegenüberliegenden Seite zu der o. a. Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit 42 angebracht. Die erste und zweite Abtriebsscheibe 34, 37, die die o. a. stufenlose Torodialgetriebeeinheit 40 bilden, werden unabhängig voneinander frei rotierend gestützt. Die Antriebswelle für die Vorderräder 51 wird durch die erste Abtriebsscheibe 34 und die Antriebsscheibe für die Hinterräder 52 wird durch die zweite Abtriebsscheibe 37 rotierend angetrieben.
Description
Das in dieser Erfindung betreffende stufenlose Toroidalgetriebe für ein Fahrzeug mit
Vierradantrieb wird als Getriebe eines vierradangetriebenen Fahrzeugs verwendet, bei
dem während der Fahrt sowohl die Vorderräder als auch die Hinterräder rotierend
angetrieben werden. Insbesondere bietet die vorliegende Erfindung einen Aufbau an, der
für ein Getriebe für Großfahrzeuge geeignet ist, bei denen ein Motor mit einer hohen
Abgasmenge und einem hohen Drehmoment eingebaut ist.
Es wird erforscht, ob als Fahrzeuggetriebe ein stufenloses Toroidalgetriebe verwendet
werden kann, das in den Abb. 5 und 6 anschaulich dargestellt ist. Ein solches
stufenloses Toroidalgetriebe stützt, wie z. B. in der Patentveröffentlichung mit der
Nummer SHO 62-71465 beschrieben wird, die Antriebsscheibe 2 konzentrisch zu der
Antriebswelle 1 und fixiert die Abtriebsscheibe 4 an dem Endabschnitt der Abtriebswelle
3, welche konzentrisch zu der Antriebswelle 1 positioniert ist. An der Innenseite des
Gehäuses 5 (siehe Abb. 8, die später erläutert wird), in das das stufenlose
Toroidalgetriebe eingebaut ist, sind die Zapfen 7, 7 installiert, durch welche die
Stützachsen 6, 6 an der Torsionsposition zu der Abtriebswelle 3 und der Antriebswelle 1
oszillieren.
Die o. a. Stützachsen 6, 6 an der Außenseitenfläche an den beiden Endabschnitten sind
konzentrisch zu den einzelnen Zapfen 7, 7 jeweils als 1 Paar an den einzelnen Zapfen 7,
7 angebracht. Die einzelnen Stützachsen 6, 6 kreuzen die Mittelwelle der o. a. einzelnen
Scheiben 2, 4 zwar nicht, aber sie befinden sich an der Distorsionsposition, welche die
rechtwinklige Richtung zur Richtung der Mittelwelle der einzelnen Scheiben 2, 4 darstellt.
An den mittleren Abschnitten der o. a. einzelnen Zapfen 7, 7 wird die untere Hälfte der
Verschiebungsachsen 8, 8 gestützt. Aufgrund der Schwingung der einzelnen Zapfen 7, 7
mit Schwerpunkt auf die o. a. Achsen 6, 6 kann der Neigungswinkel der einzelnen
Verschiebungsachsen frei reguliert werden. In der Umgebung der vorderen Hälfte der
Verschiebungsachsen 8, 8, die durch die einzelnen Zapfen 7, 7 gestützt werden, werden
jeweils die Antriebsrollen 9, 9 frei rotierend gestützt. Die einzelnen Antriebsrollen 9, 9
sind zwischen den Innenseitenflächen 2a, 4a der o. a. Scheiben 2, 4 der Antriebs- und
Abtriebsseite eingeklemmt.
Die Innenseitenflächen 2a, 4a, welche gegenüber den o. a. Scheiben der Antriebs- und
Abtriebsseite liegen, bilden eine konkave Fläche mit einer bogenförmigen
Durchschnittsgestalt, wobei in bezug auf die einzelnen Durchschnitte die o. a. Stützachse
6 in einer Bogenform oder in einer Kurve, die einer Bogenform nahekommt, rotiert. Die
peripheren Flächen 9a, 9a der einzelnen Antriebsrollen 9, 9, welche zu einer
kugelförmigen konvexen Fläche geformt sind, stoßen direkt an die o. a.
Innenseitenflächen 2a, 4a. Zwischen der o. a. Antriebswelle 1 und der Abtriebsscheibe 2
ist eine Belastungsvorrichtung 10 angebracht. Mit Hilfe dieser Belastungsvorrichtung 10
wird die o. a. Antriebsscheibe 2 in Richtung der Abtriebsscheibe 4 elastisch gedrückt und
wird frei rotierend angetrieben.
Bei der Verwendung eines stufenlosen Toroidalgetriebes mit dem o. a. Aufbau drückt die
o. a. Belastungsvorrichtung 10 im Zuge der Rotation der Antriebsweile 1 die o. a.
Antriebsscheibe 2 auf die o. a. mehreren Antriebsrollen 9, 9 und läßt sie rotieren. Die
Rotation der Antriebsscheibe 2 wird mit Hilfe der o. a. mehreren Antriebsrollen 9, 9 auf die
Abtriebsscheibe 4 übertragen, so dass die feststehende Abtriebswelle 3 auf der
Abtriebsscheibe 3 rotiert.
Wenn die Rotationsgeschwindigkeit der Antriebswelle 1 und der Abtriebswelle 3 geändert
wird, schwingen in dem Fall, dass zunächst zwischen der Antriebswelle 1 und der
Abtriebswelle 3 eine Geschwindigkeitsreduzierung erfolgt, mit Schwerpunkt auf die
Stützachsen 6, 6 die o. a. einzelnen Zapfen 7, 7. Wie die Abb. 5 veranschaulicht,
werden die einzelnen Verschiebungsachsen 8, 8 geneigt, so dass die peripheren Flächen
9a, 9a der einzelnen Antriebsrollen 9, 9 direkten Kontakt mit dem peripheriepassierenden
Abschnitt der Innenseitenfläche 4a der Abtriebsscheibe 4 und dem
mittelpunktpassierenden Abschnitt der Innenseitenfläche 2a der Antriebsscheibe 2
haben.
Wenn aber andererseits eine Geschwindigkeitserhöhung erfolgt, schwingen die o. a.
einzelnen Zapfen 7, 7 und, wie die Abb. 6 darstellt, es werden die einzelnen
Verschiebungsachsen 8, 8 dergestalt geneigt, so dass die peripheren Flächen 9a, 9a der
einzelnen Antriebsrollen 9, 9 direkten Kontakt mit dem peripheriepassierenden Abschnitt
der Innenseitenfläche 2a der Antriebsscheibe und mit dem mittelpunktpassierenden
Abschnitt der Innenseitenfläche 4a der Abtriebsscheibe 4 haben. Wenn der
Neigungswinkel der einzelnen Verschiebungsachsen 8, 8 sich zwischen den Abb.
5 und 6 befindet, dann kann ein mittleres Übersetzungsverhältnis zwischen der
Antriebswelle 1 und der Abtriebswelle 3 erzielt werden.
Die Abb. 7 und 8 stellen ein noch konkreteres stufenloses Toroidalgetriebe dar,
welches auf einem Mikrofilm der Patentveröffentlichung mit der Nummer SHO 63-69293
(Patentveröffentlichung mit der Nummer HEI 1-173552) dargestellt wird. Die
Antriebsscheibe 2 und die Abtriebsscheibe 4 werden in der Umgebung der rohrförmigen
Antriebswelle 11 jeweils frei rotierend gestützt. Außerdem wird zwischen dem
Endabschnitt der Antriebswelle 11 und der o. a. Antriebsscheibe 2 eine
Belastungsnockenvorrichtung installiert. Mit der o. a. Abtriebsscheibe 4 wird ein
Abtriebszahnrad 12 verbunden. Dabei rotieren die Abtriebsscheibe 4 und das
Abtriebszahnrad 12 synchron.
Die Achsen 6, 6, welche gegenseitig konzentrisch an den Endabschnitten der Zapfen 7,
7 (1 Paar) angebracht wurden, werden durch 1 Paar Stützplatten 13, 13 frei verschiebbar
in Richtung der Achse (Vorder- und Rückseitenrichtung in Abb. 7, linke und rechte
Richtung der Abb. 8) sowie der Schwingung gestützt. Durch die einzelnen
Verschiebungsachsen 8, 8 geraten die untere Hälfte und die vordere Hälfte gegenseitig
in eine exzentrische Lage. Die untere Hälfte wird in dem Zwischenabschnitt der o. a.
einzelnen Zapfen 7, 7 frei rotierend gestützt, wobei auf den einzelnen vorderen Hälften
die o. a. einzelnen Antriebsrollen 9, 9 frei rotierend gestützt werden.
Das o. a. Paar der Verschiebungsachsen 8, 8 wird an einer Position auf der
gegenüberliegenden Seite bei 180 Grad zu der o. a. Antriebswelle 11 angebracht. Die
Richtung, in der sich die untere Hälfte und die vordere Hälfte der einzelnen
Verschiebungsachsen in einer exzentrischen Lage befinden, ist dieselbe Richtung
(umgekehrte Richtung links und rechts in Abb. 8) in bezug auf die Rotationsrichtung
der o. a. Antriebs- und Abtriebsscheiben 2, 4. Außerdem ist die exzentrische Richtung die
Richtung, die sich fast direkt mit der Installationsrichtung der o. a. Antriebswelle 11
kreuzt. Folglich werden die o. a. einzelnen Antriebsrollen 9, 9 in bezug auf die
Installationsrichtung der o. a. Antriebswelle 11 ein wenig frei verschiebbar gestützt.
Zwischen der Außenseitenfläche der o. a. einzelnen Antriebsrollen 9, 9 und der
Innenseitenfläche des Zwischenabschnitts der o. a. einzelnen Zapfen 7, 7 werden
ausgehend von der Seite der Außenseitenfläche der einzelnen Antriebsrollen 9, 9 in der
Reihenfolge Axialkugellager (thrust ball-and-socket joint) 14, 14 und Axialnadellager 15,
15 angebracht. Die Axialkugellager 14, 14 unterstützen die Belastung in Druckrichtung
(Axialrichtung, thrust direction) bezüglich der o. a. einzelnen Antriebsrollen 9, 9 und
erlauben die Rotation der einzelnen Antriebsrollen 9, 9. Die o. a. einzelnen
Axialnadellager 15, 15 unterstützen die Druckbelastung, die von den o. a. einzelnen
Antriebsrollen 9, 9 auf die Außenräder 16, 16, die die o. a. einzelnen Axialkugellager 14,
14 aufbauen, ausgeübt wird, und sie erlauben, dass die o. a. Außenräder 16, 16 und die
vorderen Hälften der o. a. einzelnen Verschiebungsachsen 8, 8 mit Schwerpunkt auf die
unteren Hälften der einzelnen Verschiebungsachsen 8, 8 schwingen. Die o. a. einzelnen
Zapfen 7, 7 sind durch Öldruckaktuatoren 17, 17 in Axialrichtung der o. a. einzelnen
Achsen 6, 6 frei verschiebbar.
In dem Fall eines stufenlosen Toroidalgetriebes mit dem o. a. Aufbau wird die Rotation
der Antriebswelle 11 mittels einer Belastungsnockenvorrichtung 10 auf die
Antriebsscheibe 2 übertragen. Die Rotation der Antriebsscheibe 2 wird mit Hilfe der
Antriebsrollen 9, 9 (1 Paar) auf die Abtriebsscheibe 4 übertragen. Die Rotation der
Abtriebsscheibe 4 wird durch das Abtriebszahnrad 12 übernommen.
Wenn die Rotationsgeschwindigkeitsrate zwischen der Antriebswelle 11 und dem
Abtriebszahnrad 12 verändert wird, werden die o. a. Zapfen 7, 7 (1 Paar) durch die o. a.
einzelnen Aktuatoren 17, 17 in die jeweils andere Richtung verschoben: z. B. wird die
Antriebsrolle 9 an der unteren Seite in der Abb. 8 zur rechten Seite in derselben
Abbildung und die Antriebsrolle 9 an der oberen Seite in derselben Abbildung auf die
linke Seite in derselben Abbildung verschoben. Dadurch erfolgt eine Wirkung auf die
direkten Kontaktstellen zwischen den peripheren Flächen 9a, 9a der einzelnen
Antriebsrollen 9, 9 den Innenseitenflächen 2a, 4a der o. a. Antriebsscheibe 2 und der
Abtriebsscheibe 4. Damit wird die Neigung der Kraft in Tangentialrichtung geändert. Im
Zuge der Veränderung der Neigung dieser Kraft schwingen die o. a. einzelnen Zapfen 7,
7 mit Schwerpunkt auf die Stützachsen 6, 6, welche durch die Stützplatten 13, 13
gestützt werden, gegenseitig in umgekehrter Richtung. Wie die o. a. Abb. 5 und 6
veranschaulichen, werden dadurch die direkten Kontaktpositionen zwischen den
peripheren Flächen 9a, 9a der o. a. einzelnen Antriebsrollen 9, 9 und den o. a. einzelnen
Innenseitenflächen verändert, so dass sich die Rotationsgeschwindigkeitsrate zwischen
der o. a. Antriebswelle 11 und dem Abtriebszahnrad 12 verändert.
Zum Zeitpunkt der Antriebskraftübertragung durch das stufenlose Toroidalgetriebe
verlagern sich basierend auf den elastischen Verformungen der einzelnen Bauteile die
o. a. einzelnen Antriebsrollen 9, 9 zur Axialrichtung der o. a. Antriebswelle 11. Die o. a.
einzelnen Verschiebungsachsen 8, 8, welche die einzelnen Antriebsrollen 9, 9 stützen,
bewegen sich ein wenig kreisend mit Schwerpunkt auf die einzelnen unteren Hälften.
Aufgrund dieser kreisenden Bewegung verschieben sich die Außenseitenflächen der
Außenräder 16, 16 der o. a. einzelnen Axialkugellager 14, 14 und die Innenseitenflächen
der o. a. einzelnen Zapfen 7, 7 relativ. Da sich zwischen den Außenseitenflächen und den
Innenseitenflächen die o. a. einzelnen Axialnadellager 15, 15 befinden, ist die Kraft, die
für eine relative Verschiebung erforderlich ist, gering.
In dem Fall eines stufenlosen Toroidalgetriebes mit einem solchen Aufbau und einer
solchen Wirkung wird die Übertragung der Antriebskraft zwischen dem Abtriebszahnrad
12 und der o. a. Antriebswelle 11 durch 2 Antriebsrollen 9, 9 durchgeführt. Daher
vergrößert sich die Kraft je Flächeneinheit, die zwischen den peripheren Flächen 9a, 9a
der einzelnen Antriebsrollen 9, 9 und den Innenseitenflächen 2a, 4a der Antriebs- und
Abtriebsscheiben 2, 4 übertragen wird, so dass eine Obergrenze bei der übertragbaren
Antriebskraft entsteht. Unter Berücksichtigung einer solchen Sachlage wird seither
vorgeschlagen, dass die übertragbare Antriebskraft durch das stufenlose
Toroidalgetriebe vergrößert und die Anzahl der Antriebsrollen 9, 9 erhöht werden sollten.
Wie z. B. in der Patentveröffentlichung mit der Nummer HEI 3-74667 beschrieben wird, ist
bisher allgemein bekannt, dass als 1. Reihe zur Erhöhung der Anzahl der Antriebswellen
9, 9 zu diesem Zweck zwischen der Antriebsscheibe (1 Satz) und der Abtriebsscheibe 4
drei Antriebsrollen 9, 9 angeordnet werden und dass durch diese drei Antriebsrollen 9, 9
die Übertragung der Antriebskraft erfolgt. Wie die Abb. 9 veranschaulicht, werden in
dem Fall eines in der Patentveröffentlichung beschriebenen Aufbaus an 3 Stellen mit
gleichen Abständen in Längsrichtung (Umfangsrichtung) des feststehenden Rahmens 18
die Zwischenabschnitte der Stützteile 19, 19 gestützt, welche jeweils um 120 Grad
gekrümmt sind. Zwischen den benachbarten Stützteilen 19, 19 werden die einzelnen
Zapfen 7, 7 frei verschiebbar in Schwingungsrichtung sowie in Axialrichtung gestützt.
Die o. a. einzelnen Zapfen 7, 7 werden jeweils durch die Öldruckaktuatoren 17, 17 frei in
Axialrichtung der Stützachse 6 verlagert, die konzentrisch zu den beiden Endabschnitten
angebracht ist. Die einzelnen Öldruckzylinder 20, 20, welche die o. a. einzelnen
Aktuatoren 17, 17 bilden, passieren mittels eines Steuerventils 21 die Ausspritzöffnung
der Pumpe 22, welche die Öldruckquelle darstellt. Das Steuerventil 21 ist mit einer frei
verschiebbaren Schiebemuffe 23 (sleeve) und einem Stirnrad (Geradstirnrad, spur)
gegenüber der Axialrichtung (linke und rechte Richtung in Abb. 9) ausgestattet.
In dem Fall, dass bei den o. a. einzelnen Zapfen 7, 7 der Neigungswinkel der
Antriebsrollen 9, 9, welche durch die Verschiebungsachsen 8, 8 gestützt werden,
geändert wird, wird die o. a. Schiebemuffe 23 durch den Steuermotor 25 in Axialrichtung
(linke und rechte Richtung in der Abb. 9) verschoben. Dadurch wird das Öl, welches
aus der o. a. Pumpe 22 ausgestoßen wird, durch eine Öldruckleitung zu den o. a.
einzelnen Öldruckzylindern 20, 20 geleitet. Die Antriebskolben 26, 26, welche an den
einzelnen Öldruckzylindern 20, 20 montiert sind und den Zweck erfüllen, dass die o. a.
einzelnen Zapfen 7, 7 in Axialrichtung der Achse verschoben werden, werden in dieselbe
Richtung wie die Rotationsrichtung der Antriebsscheibe 2 und der Abtriebsscheibe 4
(siehe Abb. 5 bis 7) verschoben. Im Zuge der Verschiebung der o. a. einzelnen
Antriebskolben 26, 26 wird das Betriebsöl, welches aus den o. a. einzelnen
Öldruckzylindern 20, 20 ausgepresst wird, durch die Öldruckleitung (ein Teil ist nicht
abgebildet), die das o. a. Steuerventil 21 enthält, zu dem Ölauffang 27 zurückgeführt.
Die Verschiebung der Antriebskolben 26 während der Weiterleitung des o. a. Öls wird
mittels des Nockens 28 und des Gelenks 29 (Verbindung, link) auf das o. a. Stirnrad 24
übertragen, wodurch das Stirnrad 24 in Axialrichtung verschoben wird. Dadurch wird der
Fließweg des o. a. Steuerventils 21 bei der Verschiebung des o. a. Antriebskolbens 26 in
einer bestimmten Größe geschlossen, wobei auch die Lieferung des Öls zu den o. a.
einzelnen Öldruckzylindern 20, 20 gestoppt wird. Folglich handelt es sich bei der
Verschiebungsgröße der o. a. einzelnen Zapfen 7, 7 in Axialrichtung nur um eine
Verschiebungsgröße der Schiebemuffe 23 aufgrund des o. a. Steuermotors 25.
In der Patentveröffentlichung mit der Nummer HEI 4-69439 wird als zweites Beispiel
eines Aufbaus zum Zwecke der Erhöhung der Anzahl der Antriebsrollen 9, 9, mit dem die
übertragbare Antriebskraft durch ein stufenloses Toroidalgetriebe erhöht werden soll, ein
Aufbau beschrieben, bei dem 2 Paare von Antriebsscheiben und Abtriebsscheiben
installiert sind. Wie die Abb. 10 veranschaulicht, wird bei dem Aufbau des zweiten
Beispiels an der Innenseite des Gehäuses 5a die Antriebswelle 11 nur bei der Rotation
frei gestützt. Die Antriebswelle 11 besteht aus der vorderen Hälfte 11a, die mit der
Abtriebswelle etc. der Kupplung verbunden ist, und aus der hinteren Hälfte 11b, deren
Rotation in bezug auf die vordere Hälfte 11a beinahe frei ist. 1 Paar der Antriebsscheiben
2, 2 an den beiden Endabschnitten in Axialrichtung (linke und rechte Richtung in der
Abb. 10) der hinteren Hälfte 11b werden in einem Zustand, in dem die einzelnen
Innenseitenflächen 2a, 2a gegenüberliegend sind, mit Hilfe einer Kugelkeilverzahnung
30, 30 (ball spline) gestützt.
An den beiden Endabschnitten der Schiebemuffe 31, die in der Umgebung des
Zwischenabschnitts der o. a. hinteren Hälfte 11b frei rotierend unterstützt wird, wird das 1
Paar der Abtriebsscheiben 4, 4 in dem Zustand gestützt, in dem die Innenseitenflächen
4a, 4a und die Innenseitenflächen 2a, 2a der o. a. einzelnen Antriebsscheiben 2, 2
gegenüberliegen. Die Antriebsrollen 9, 9, welche durch mehrere Zapfen mittels einer
Verschiebungsachse frei rotierend gestützt werden, sind zwischen den o. a. einzelnen
Innenseitenflächen 2a, 4a eingeklemmt. An der Innenseite des o. a. Gehäuses 5a wird
die Abtriebswelle 32 an der gegenüberliegenden Seite zu der o. a. vorderen Hälfte 11a
konzentrisch zu der hinteren Hälfte 11b der o. a. Antriebswelle 11 und unabhängig zu der
hinteren Hälfte 11b frei rotierend gestützt. Die Rotation der o. a. beiden Abtriebsscheiben
4, 4 wird frei auf die o. a. Abtriebswelle 32 übertragen.
In dem Fall eines stufenlosen Toroidalgetriebes mit dem o. a. Aufbau rotieren im Zuge
der Rotation der Antriebswelle 11 die Antriebsscheiben 2, 2 (1 Paar) gleichzeitig. Diese
Rotation wird gleichzeitig auf die Abtriebsscheiben 4, 4 (1 Paar) übertragen und von der
o. a. Abtriebswelle 32 ausgegeben. Dabei ist die Übertragung der Rotationskraft in 2
parallele Systeme unterteilt und wird insgesamt mit 4 Antriebsrollen 9, 9 durchgeführt, so
dass eine große Antriebskraft (Drehmoment) frei übertragen wird.
Bisher ist als Automatikgetriebe für ein Fahrzeug mit permanentem Vierradantrieb, also
für ein Fahrzeug mit Vierradantrieb, bei dem ein stufenloses Toroidalgetriebe mit dem
o. a. Aufbau und der o. a. Wirkung verwendet wird und bei dem während der Fahrt die
Vorder- und Hinterräder stets rotierend angetrieben werden, ein Produkt bekannt, das in
der Patentveröffentlichung mit der Nummer 26 82 090 beschrieben wird. Die
dazugehörigen Abbildungen sind hier ausgelassen. Bei dem in dieser
Patentveröffentlichung beschriebenem stufenlosen Toroidalgetriebe für ein Fahrzeug mit
Vierradantrieb ist zwischen dem Abtriebsabschnitt der Maschine für den Antrieb und der
o. a. stufenlosen Toroidalgetriebeeinheit, die in der Abb. 10 dargestellt ist, ein
Planetenradmechanismus, der die Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit bildet,
aufeinanderfolgend in bezug auf die Übertragungsrichtung der Antriebskraft angebracht.
Der Aufbau sieht so aus, dass der Abtrieb, welcher aus dem Abtriebszahnrad genommen
wird, das synchron mit dem 1 Paar der Abtriebsscheiben rotiert, auf die Antriebswelle für
die Vorderräder und die Antriebswelle für die Hinterräder aufgeteilt wird.
In dem Fall eines stufenlosen Toroidalgetriebes für ein Fahrzeug mit Vierradantrieb, das
in der Patentveröffentlichung mit der Nummer 26 82 090 beschrieben ist, besteht die
Notwendigkeit, dass zwischen der Antriebswelle für die Vorderräder und der
Antriebswelle für die Hinterräder ein Differentialgetriebe (Ausgleichsgetriebe)
(sogenanntes Zentraldifferential) angebracht wird, um den Geschwindigkeitsunterschied
zwischen den Vorderrädern und den Hinterrädern zu absorbieren, der während der
Drehung entsteht. Daher ist dieser Mechanismus sehr kompliziert und von großem
Format, so dass eine Gewichtserhöhung nicht zu vermeiden ist.
Unter Berücksichtigung einer solchen Sachlage verwendet die vorliegende Erfindung ein
stufenloses Toroidalgetriebe mit dem o. a. Aufbau und der o. a. Wirkung. Die vorliegende
Erfindung realisiert ein wirksames Getriebe als Automatikgetriebe für ein Fahrzeug mit
einem permanenten Vierradantrieb.
Ganz konkret wird die Verwirklichung eines stufenlosen Toroidalgetriebes für ein
Fahrzeug mit einem Vierradantrieb geplant, bei dem die Möglichkeit besteht, ein
Zentraldifferential zu vermeiden und dass außerdem ein geringes Gewicht und ein
kleines Format besitzt.
Das stufenlose Toroidalgetriebe für ein Fahrzeug mit Vierradantrieb aus der vorliegenden
Erfindung ist mit einer Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit zum Zwecke der
Umschaltung zwischen Vorwärts- und Rückwärtsgang, einer stufenlosen
Toroidalgetriebeeinheit zur kontinuierlichen Veränderung des Übersetzungsverhältnisses
zwischen dem Antriebsabschnitt und dem Abtriebsabschnitt, einer Antriebswelle für die
Vorderräder, die am Abtriebsabschnitt der stufenlosen Toroidalgetriebeeinheit
angebracht ist und die den Abtrieb der stufenlosen Toroidalgetriebeeinheit auf die
Antriebswelle der hinteren Seite überträgt, und einer Antriebswelle für die Hinterräder
ausgestattet, die den Abtrieb der stufenlosen Toroidalgetriebeeinheit auf die
Antriebswelle der hinteren Seite überträgt.
Die o. a. Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit ist zwischen dem Abtriebsabschnitt des
Motors für den Antrieb und der o. a. stufenlosen Toroidalgetriebeeinheit in gerader Linie
(aufeinanderfolgend) zur Übertragungsrichtung der Triebkraft angebracht.
Die stufenlose Toroidalgetriebeeinheit besteht, wobei die Innenseitenflächen, welche
eine konkave Fläche mit einer bogenförmigen Durchschnittsgestalt darstellen,
gegenüberliegen, aus der ersten und zweiten Antriebsscheibe, welche gegenseitig
konzentrisch sind und gegenseitig synchron frei rotierend gestützt werden, aus der
ersten Abtriebsscheibe, welche konzentrisch zu der ersten und zweiten Antriebsscheibe
in dem Zustand ist, in dem die Innenflächen mit einer konkaven Fläche und einer
bogenförmigen Durchschnittsgestalt gegenüber zu der Innenfläche der ersten
Antriebsscheibe liegen, und welche unabhängig zu der ersten und zweiten
Antriebsscheibe frei rotierend gestützt wird, aus der zweiten Abtriebsscheibe, welche
konzentrisch zu der o. a. ersten Abtriebsscheibe in dem Zustand ist, in dem die
Innenflächen mit einer konkaven Fläche und einer bogenförmigen Durchschnittsgestalt
gegenüber zu der Innenfläche der zweiten Antriebsscheibe liegen, und welche
unabhängig zu der ersten Abtriebsscheibe und der o. a. ersten und zweiten Antriebsseite
frei rotierend gestützt wird, aus mehr als 4 Primärstützachsen (gerade Zahl), welche
zwischen der o. a. ersten Antriebsscheibe und der ersten Abtriebsscheibe in der
Torsionsposition in bezug auf die Mittelwelle der einzelnen Scheiben vorhanden sind, aus
mehreren Primärzapfen, welche die einzelnen Primärstützachsen oszillieren lassen, aus
der Primärverschiebungsachse, welche aus der Innenfläche der einzelnen Primärzapfen
hervorsteht, aus mehreren Primärantriebsrollen, deren periphere Flächen eine
kugelförmige (sphärische) und konvexe Fläche bilden und welche in einem in der
Umgebung der einzelnen Primärverschiebungsachsen frei rotierend gestützten Zustand
zwischen der Innenfläche der o. a. ersten Antriebsscheibe und der Innenfläche der ersten
Abtriebsscheibe eingeklemmt sind, aus mehreren Sekundärantriebsrollen, deren
peripheren Flächen eine kugelförmige konvexe Form aufweisen und welche zwischen
den mehr als 4 Sekundärstützachsen (gerade Zahl), die sich zwischen der o. a. zweiten
Antriebsscheibe und der zweiten Abtriebsseite in einer Torsionsposition zu der Mittelwelle
der einzelnen Scheiben befinden, den mehreren Sekundärzapfen, bei denen die
einzelnen Sekundärstützachsen oszillieren, den Sekundärverschiebungsachsen, die aus
der Innenseitenfläche der einzelnen Sekundärzapfen hervorstehen, und zwischen der
Innenseitenfläche der zweiten Abtriebsscheibe und der Innenseitenfläche der o. a.
zweiten Antriebsscheibe in dem Zustand, in dem sie in der Umgebung der einzelnen
Sekundärverschiebungsachsen frei rotierend gestützt werden, eingeklemmt sind, und
aus einer Öldruckbelastungseinheit, die die o. a. erste und zweite Antriebsscheibe sowie
die o. a. erste und zweite Abtriebsscheibe und die o. a. einzelnen Primär- und
Sekundärantriebsrollen einklemmt, die auf der gegenüberliegenden Seite der o. a.
Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit angebracht ist, die den Kontaktdruck zu den
peripheren Flächen der einzelnen Antriebsrollen und den Innenseitenflächen der
einzelnen Scheiben erhöhen soll und die die einzelnen Scheiben auf die o. a. Vorwärts-
Rückwärts-Umschalteinheit drückt.
Des weiteren werden die o. a. Antriebswellen für die Vorderräder durch die o. a. erste
Abtriebsscheibe frei rotierend angetrieben. Außerdem werden die o. a. Antriebswellen für
die Hinterräder durch die o. a. zweite Abtriebsscheibe frei rotierend angetrieben.
Die o. a. Antriebswelle für die Vorderräder wird durch die o. a. erste Abtriebsscheibe frei
rotierend angetrieben, und die o. a. Antriebswelle für die Hinterräder wird durch die o. a.
zweite Abtriebsscheibe frei rotierend angetrieben.
Während des Betriebs des stufenlosen Toroidalgetriebes für ein Fahrzeug mit
Vierradantrieb mit dem o. a. Aufbau aus der vorliegenden Erfindung wird die
Antriebswelle für die Vorderräder durch die Antriebskraft rotierend angetrieben, die unter
der ersten und zweiten Antriebsscheibe, welche gegenseitig synchron rotieren, mit Hilfe
von einzelnen Primärantriebsrollen von der ersten Antriebsscheibe auf die erste
Abtriebsscheibe übertragen wird. Durch die Antriebskraft, die von der zweiten
Antriebsscheibe mit Hilfe von einzelnen Sekundärantriebsrollen auf die zweite
Abtriebsscheibe übertragen wird, wird die Antriebswelle für die Hinterräder angetrieben.
Die Regulierung des Flächendrucks der Kontaktstellen zwischen den Innenseitenflächen
der einzelnen Scheiben und der peripheren Flächen der einzelnen Antriebsrollen wird
dadurch durchgeführt, dass der Öldruck geändert wird, der in die Belastungsanlage
eingeführt wird, so dass der Übertragungswirkungsgrad zwischen der o. a. ersten und
zweiten Antriebsscheibe und der o. a. ersten und zweiten Abtriebsscheibe beibehalten
werden kann.
Bei der Geradeausfahrt eines Fahrzeugs stimmen die Neigungswinkel des ersten und
zweiten Zapfens überein, wenn die Rotationsgeschwindigkeit der Antriebswelle für die
Vorderräder und die Rotationsgeschwindigkeit der Antriebswelle für die Hinterräder
übereinstimmen. Dabei stimmt das Übersetzungsverhältnis zwischen der ersten
Antriebsscheibe und der ersten Abtriebsscheibe mit dem Übersetzungsverhältnis
zwischen der zweiten Antriebsscheibe und der zweiten Abtriebsscheibe überein.
Bei einer Kreisbewegung (Kurvenbewegung) des Fahrzeugs unterscheiden sich die
Neigungswinkel des ersten und zweiten Zapfens, wenn die Rotationsgeschwindigkeit der
Antriebswelle für die Vorderräder sich von der Rotationsgeschwindigkeit der
Antriebswelle für die Hinterräder unterscheidet. Dabei unterscheidet sich das
Übersetzungsverhältnis zwischen der ersten Antriebsscheibe und der ersten
Abtriebsscheibe von dem Übersetzungsverhältnis zwischen der zweiten Antriebsscheibe
und der zweiten Abtriebsscheibe.
Die Abb. 1 bis 4 stellen ein Beispiel der Ausführungsgestalt der vorliegenden
Erfindung dar. Das abgebildete Beispiel ist wie folgt aufgebaut. Für einen Aufbau als
stufenloses Toroidalgetriebe für ein Fahrzeug mit Vierradantrieb, das als Fahrzeug groß
ist und in das ein Motor eingebaut ist, der ein großes Drehmoment erzeugt, werden
zwischen der ersten Antriebsscheibe 33 und der ersten Abtriebsscheibe 34 jeweils 3
Primärantriebsrollen 35, 35 und zwischen der zweiten Antriebsscheibe 36 und der
zweiten Abtriebsscheibe 37 jeweils 3 Sekundärantriebsrollen 38 angebracht, so dass
durch insgesamt 6 Antriebsrollen 35, 38 die Übertragung der Antriebskraft erfolgt.
Es folgen nun konkrete Erläuterungen zu dem Aufbau der einzelnen strukturellen
Bestandteile.
An dem ersten Stufenabschnitt in Übertragungsrichtung der Antriebskraft ist ein
Drehmomentwandler 39 angebracht, der die Startklaue (Anfahrkupplung, Startkupplung)
bildet. An dem Ausgangsabschnitt des Drehmomentwandlers 39 ist die vordere Hälfte
11a der Antriebswelle 11 eingebaut, welche die stufenlose Toroidalgetriebeeinheit bildet.
Im Zuge der Rotation des nicht abgebildeten Motors für die Fahrt wird die vordere Hälfte
11a durch den o. a. Drehmomentwandler 39 rotierend angetrieben. An dem hinteren
Endabschnitt der vorderen Hälfte 11a wird die hintere Hälfte 11b der o. a. Antriebswelle
11 mit Hilfe der Radialnadellager 41a, 41b (1 Paar) gegenseitig konzentrisch und relativ
frei rotierend gestützt.
Zwischen der o. a. vorderen Hälfte 11a und der hinteren Hälfte 11b ist eine Vorwärts-
Rückwärts-Umschalteinheit 42 zum Zwecke des Umschaltens des Vorwärts- und
Rückwärtsgangs aufeinanderfolgend (in gerader Linie) in bezug auf die
Übertragungsrichtung der Antriebskraft angebracht. Für den Aufbau dieser Vorwärts-
Rückwärts-Umschalteinheit 42, die den Planetenradmechanismus bildet, wird auf der
äußeren peripheren Fläche des hinteren Endabschnitts der o. a. vorderen Hälfte 11a ein
Sonnenrad 43 befestigt. An dem vorderen Endabschnitt der o. a. hinteren Hälfte 11b wird
der Träger 44 durch einen Keilzahneingriff gestützt. Der Planetenradsatz 46, 46, der
durch mehrere an dem Träger 44 befestigten Planetenwellen 45, 45 frei rotierend
gestützt wird, ist im Eingriff mit dem o. a. Sonnenrad 43. An dem Randabschnitt der
peripheren Fläche des o. a. Trägers 44 wird das Tellerrad 47 (ring gear) frei rotierend
gestützt, wobei das Tellerrad 47 und der o. a. Planetenradsatz 46, 46 im Eingriff sind.
Dieser Planetenradsatz 46, 46 besteht jeweils aus 1 Paar Planetenräder, die gegenseitig
in Eingriff stehen. Das Planetenrad auf der einen Seite steht mit dem o. a. Sonnenrad 43
und das Planetenrad auf der anderen Seite steht mit dem o. a. Tellerrad 47 in Eingriff.
Zwischen der o. a. vorderen Hälfte 11a und dem o. a. Träger 44 ist eine Kupplung für den
Vorwärtsgang 48 installiert, die eine Naßlamellenkupplung ist. Zwischen dem nicht
abgebildeten Rahmen 50, der in dem Gehäuse befestigt ist, und dem o. a. Tellerrad 47 ist
eine Kupplung für den Rückwärtsgang 49 installiert.
Die o. a. Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit verbindet während der Vorwärtsfahrt die
o. a. Kupplung für den Vorwärtsgang 48 und unterbricht die Verbindung zu der o. a.
Kupplung für den Rückwärtsgang 49. In diesem Zustand werden die o. a. vordere Hälfte
11a und die hintere Hälfte 11b mit Hilfe der o. a. Kupplung für den Vorwärtsgang 48 und
der o. a. Planetenwellen 45, 45 und des o. a. Trägers 44 verbunden, so dass die o. a.
hintere Hälfte 11b in derselben Geschwindigkeit und in derselben Richtung rotiert wie die
o. a. vordere Hälfte 11a. Demgegenüber verbindet sie während der Rückwärtsfahrt die
o. a. Kupplung für den Rückwärtsgang 49 und unterbricht die Verbindung zu der o. a.
Kupplung für den Vorwärtsgang 48. In diesem Zustand rotiert die o. a. hintere Hälfte 11b
in die entgegengesetzte Richtung bei einer niedrigeren Geschwindigkeit als die o. a.
vordere Hälfte 11a. Die Wirkung und der Aufbau der Vorwärts-Rückwärts-
Umschalteinheit, die einen Planetenradmechanismus verwendet, sind seit langem
bekannt. Außerdem ist der Aufbau an sich nicht auf das abgebildete Beispiel beschränkt.
Da es auch noch andere verschiedene Aufbaumöglichkeiten eines
Planetenradmechanimus gibt, wird an dieser Stelle eine detaillierte Erläuterung
ausgelassen.
In bezug auf die Übertragungsrichtung der Antriebskraft wird an der hinteren Seite der
o. a. Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit 42 eine stufenlose Toroidalgetriebeeinheit 40
installiert, die das Übersetzungsverhältnis zwischen dem Eingangsabschnitt, der mit dem
Ausgangsabschnitt der Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit 42 verbunden ist, und dem
Ausgangsabschnitt, der mit der Antriebswelle für die Vorderräder 51 und mit der
Antriebswelle für die Hinterräder 52 verbunden ist, kontinuierlich verändert. Diese
stufenlose Toroidalgetriebeeinheit 40 ist in der Umgebung der o. a. hinteren Hälfte 11b
installiert. Zu diesem Zweck sind in der Nähe der beiden vorderen und hinteren
Endabschnitte der hinteren Hälfte 11b werden eine erste und zweite Antriebsscheibe 33,
36 konzentrisch und synchron frei rotierend in dem Zustand gestützt, in dem sie genau
gegenüber den Innenseitenflächen 2a, 2a liegen, die eine bogenförmige konkave
Durchschnittsfläche bilden. Zu diesem Zweck steht in dem abgebildeten Beispiel die
erste Antriebsscheibe 33, welche an der vorderen Seite (linke Seite in der Abb. 1)
angebracht ist, am Bodenendabschnitt mit der Keilwelle in Verzahnung und hemmt die
Bewegung zur vorderen Seite. Demgegenüber wird die zweite Antriebsscheibe 36,
welche an der hinteren Seite (rechte Seite in der Abb. 1) angebracht ist, an dem
hinteren Endabschnitt der o. a. hinteren Hälfte 11b durch eine Kugelkeilverzahnung 30
(ball spline) gestützt. Durch die Öldruckbelastungsanlage 53 wird die o. a. zweite
Antriebsscheibe 36 in Richtung der o. a. ersten Antriebsscheibe 33 frei gedrückt.
In dem abgebildeten Fall sind bei der o. a. Belastungsanlage 53 1 Paar Öldruckzylinder
54a, 54b und Öldruckkolben 55a, 55b aufeinanderfolgend in Axialrichtung und parallel zu
der Übertragungsrichtung der Kraft installiert, die eine große Druckkraft mit einem
kleinen Durchmesser erzeugen sollen. Wenn die Druckkraft erzeugt wird, wird in das
Innere der Öldruckkammer 56a, 56b (1 Paar) Öl eingeführt. Im Zuge der Öleinführung in
die eine Öldruckkammer 56a (rechts in der Abb. 1) wird die o. a. zweite
Antriebsscheibe 36 mittels einer Zylinderlaufbüchse 57 (cylinder tube, cylinder sleeve)
auf die o. a. erste Antriebsscheibe 33 gedrückt. Gleichzeitig wird im Zuge der
Öleinführung in die andere Öldruckkammer 56b (links in der Abbildung) die o. a. zweite
Antriebsscheibe 36 direkt auf die o. a. erste Antriebsscheibe 33 gedrückt. Die Kraft
infolge der Öleinführung in die o. a. beiden Öldruckkammern 56a, 56b wirkt sich
addierend auf die o. a. zweite Antriebsscheibe 36 aus. Folglich erzeugt die o. a.
Belastungsanlage 53 eine große Druckkraft bei einem kleinen Durchmesser. Im Inneren
der o. a. einen Öldruckkammer 56b ist eine Vordruckfeder 58 wie z. B. eine
Tellerplattenfeder etc. installiert, so dass auch in dem Zustand, in dem kein Öl in das
Innere der o. a. beiden Öldruckkammern 56a, 56b eingeführt wird, der Flächendruck an
den Kontaktstellen zwischen den Innenseitenflächen 2a, 4a der o. a. einzelnen Scheiben
33, 34, 36, 37 und der peripheren Flächen 9a, 9a der o. a. einzelnen Antriebsrollen 35, 38
minimal beibehalten werden kann.
In der Umgebung des Mittelabschnitts der o. a. hinteren Hälfte 11b ist ein Stützrohr 59
konzentrisch zu der hinteren Hälfte 11b installiert. Dieses Stützrohr 59 stützt und fixiert
durch den Endabschnitt an der Innendurchmesserseite der Verankerung 61, 61 (stay),
bei denen die Endabschnitte der Außendurchmesserseite an dem noch zu erläuternden
Stützring 60, 60 gestützt und befestigt werden, die beiden Endabschnitte. Zwischen der
äußeren peripheren Fläche des Zwischenabschnitts der o. a. hinteren Hälfte 11b und der
inneren peripheren Fläche der beiden Endabschnitte des o. a. Stützrohrs 59 sind jeweils
Radialnadellager 62, 62 angebracht. Die o. a. hintere Hälfte 11b wird an der Innenseite
des o. a. Stützrohrs 59 frei verschiebbar in Rotations- und Axialrichtung gestützt.
In der Umgebung des o. a. Stützrohrs 59 werden die o. a. erste und zweite
Abtriebsscheiben 34, 37 durch Radialnadellager 63, 63 frei verschiebbar in Rotations-
und Axialrichtung gestützt. Zwischen den beiden Endflächen, die gegenüber den o. a.
ersten und zweiten Abtriebsscheiben 34, 37 liegen, wird ein Axialnadellager 64
angebracht, so dass die Schubbelastung (Axialbelastung), die auf den Zwischenraum
zwischen den beiden Abtriebsscheiben 34, 37 ausgeübt wird, unterstützt wird und eine
relative Rotation der beiden Abtriebsscheiben 34, 37 frei ermöglicht wird.
An der Seite der Außenseitenfläche der o. a. ersten Abtriebsscheibe 34 wird das
Primärabtriebszahnrad 65 befestigt. Das Primärabtriebszahnrad 65 und die o. a.
Antriebswelle für die Vorderräder 51 werden durch ein Nachfolgezahnrad für die
Vorderräder 67 (Schleppzahnrad) miteinander verbunden. Durch die o. a. erste
Abtriebsscheibe 34 wird die o. a. Antriebswelle für die Vorderräder 51 frei rotierend
angetrieben. Die Rotation der Antriebswelle für die Vorderräder 51 wird mittels eines
Differentialgetriebes 68 für die Vorderräder auf die nicht abgebildeten Vorderräder frei
übertragen.
An der Seite der Außenseitenfläche der o. a. zweiten Abtriebsscheibe 37 wird das
Sekundärabtriebszahnrad 69 befestigt. Das Sekundärabtriebszahnrad 69 und die o. a.
Antriebswelle für die Hinterräder 52 werden durch ein Nachfolgezahnrad für die
Hinterräder 70 miteinander verbunden. Durch die o. a. zweite Abtriebsscheibe 37 wird die
o. a. Antriebswelle für die Hinterräder 52 frei rotierend angetrieben. Die Rotation der
Antriebswelle für die Hinterräder 52 wird mittels eines Differentialgetriebes auf die nicht
abgebildeten Hinterräder frei übertragen. Die Mittelwelle der o. a. Antriebswelle für die
Vorderräder 51 und die Mittelwelle der o. a. Antriebswelle für die Hinterräder 52 stimmen
nicht miteinander überein. Die Positionierung der beiden Antriebswellen 51, 52 kann
unter Berücksichtigung der Platzausnutzung optimal ausgewählt werden.
Zwischen der Innenseitenfläche 2a der o. a. ersten Antriebsscheibe 33 und der
Innenseitenfläche 4a der o. a. ersten Abtriebsscheibe 34 sind die o. a. drei
Primärantriebsrollen 35, 35 und zwischen der Innenseitenfläche 2a der o. a. zweiten
Antriebsscheibe 36 und der Innenseitenfläche 4a der o. a. zweiten Abtriebsscheibe 37
sind die o. a. drei Sekundärantriebsrollen 38 eingespannt. Diese Primär- und
Sekundärantriebsrollen 35, 38 werden auf der Innenseitenfläche der einzelnen Primär-
und Sekundärzapfen 71, 72 frei rotierend gestützt. Diese einzelnen Primär- und
Sekundärzapfen 71, 72 kreuzen sich nicht mit den Mittelwellen der o. a. einzelnen
Scheiben 33, 34, 36, 37, die konzentrisch an den beiden Endabschnitten angebracht
sind, doch die einzelnen Primär- und Sekundärstützachsen 73 (die Sekundärstützachse
ist nicht abgebildet) geraten in Schwingung, die in bezug auf die Richtung der
Mittelwellen der einzelnen Scheiben 33, 34, 36, 37 in der Position der Torsion vorhanden
sind, welche eine rechtwinklige Richtung oder eine dem rechten Winkel nahekommende
Richtung bildet. Die o. a. Primär- und Sekundärzapfen 71, 72 werden an den beiden
Endabschnitten der einzelnen Sekundärschwingungsrahmen 74, 75 durch die
Radialnadellager 76, 76 frei schwingend und verschiebbar gestützt.
Der Zwischenabschnitt der o. a. Primär- und Sekundärschwingungsrahmen 74, 75 wird
auf dem o. a. Stützring 60, 60 frei schwingend und verschiebbar gestützt, wobei der
Mittelpunkt auf den Stützachsen 77, 77 liegt, die parallel zu der Mittelwelle der einzelnen
Scheiben 33, 34, 36, 37 angeordnet ist. Außerdem sind die o. a. Primär- und
Sekundärschwingungsrahmen 74, 75 aufgrund der Öldruckzylinder 78a, 78b frei
schwingend und verschiebbar, welche zwischen den beiden Endabschnitten der
einzelnen Schwingungsrahmen 74, 75 und des o. a. einzelnen Stützringen 60, 60
installiert sind. Das Steuerventil 21a zum Zwecke der Versorgung der einzelnen
Öldruckzylinder 78a, 78b mit Öl wird von den o. a. einzelnen Stützringen 60, 60 gestützt.
Wenn die o. a. einzelnen Schwingungsrahmen 74, 75 durch die Versorgung der o. a.
einzelnen Öldruckzylinder 78a, 78b mit Öl sich schwingend verlagern, wird durch die
Nockenfläche 79, die an der Außenseitenfläche der auf den einzelnen
Schwingungsrahmen 74, 75 gestützten Zapfen 71, 72 angebracht sind, das Stirnrad 24a
des Steuerventils 21a über einen zu dem o. a. Steuerventil 21a zugehörigen Plunger 80
verschoben, so dass die Umschaltung des o. a. Steuerventils 21a erfolgt. Damit das
gewünschte Übersetzungsverhältnis während der Gangwechsels realisiert werden kann,
wird die Schiebemuffe 23a, welche zusammen mit dem Stirnrad 24a das Steuerventil
21a bildet, durch den Steuermotor 25a auf eine bestimmte Position verschoben. In bezug
auf ein solches Steuerventil 21a und einen solchen Steuermotor 25a werden 1 Bauteil
seitlich des Primärhohlraums 83, der inklusive der ersten Antriebsscheibe 33 und der
ersten Abtriebsscheibe 34 gebildet wird, und 1 Bauteil seitlich des Sekundärhohlraums
84, der inklusive der zweiten Antriebsscheibe 36 und der zweiten Abtriebsscheibe 37
gebildet wird, somit also 2 Bauteile in einer stufenlosen Toroidalgetriebeeinheit installiert.
Durch den Steuermotor 25a an der Seite des Primärhohlraums 83 wird das Steuerventil
21a an der Seite des Primärhohlraums 83 und durch den Steuermotor 25a an der Seite
des Sekundärhohlraums 84 wird das Steuerventil 21a an der Seite des
Sekundärhohlraums 84 basierend aus den Befehlssignalen aus dem nicht abgebildeten
Steuergerät, in das ein Mikrocomputer eingebaut ist, synchron (im Falle der
Geradeausfahrt) oder gegenseitig unabhängig voneinander (im Falle des Abbiegens)
gesteuert.
Während der Geschwindigkeitsveränderung (Gangwechsel) dehnt sich unter den
Öldruckzylindern 78a, 78b, die zu jeweils 2 Paaren (4 Stück an jedem
Schwingungsrahmen, insgesamt 24 Stück in der gesamten stufenlosen
Toroidalgetriebeeinheit) an den o. a. einzelnen Schwingungsrahmen 74, 75 angebracht
sind, der Öldruckzylinder 78a (78b) aus, der an der einen Endseite in Längsrichtung der
o. a. einzelnen Schwingungsrahmen 74, 75 angebracht ist, wohingegen sich gleichzeitig
der andere Öldruckzylinder 78b (78a) zusammenzieht, so dass die o. a. einzelnen
Schwingungsrahmen 74, 75 in der bestimmten Richtung nur um eine bestimmte Menge
schwingend verlagert werden. Die o. a. einzelnen Schwingungsrahmen 74, 75 werden frei
verschiebbar und schwingend durch die o. a. einzelnen Stützachsen 77, 77 gestützt, die
den Zwischenraum zwischen den jeweiligen Paaren der Stützringe 60, 60 überbrücken,
die in einem gewissen Abstand voneinander parallel zueinander angeordnet sind. Die
o. a. Öldruckzylinder 78a, 78b sind an den Positionen angebracht, die an einem Teil der
einzelnen o. a. Stützringe 60, 60 an den beiden Endabschnitten der o. a. einzelnen
Schwingungsrahmen 74, 75 eingepasst sind. Weiterhin werden die Kolben 81a, 81b,
welche an den o. a. einzelnen Öldruckzylindern 78a, 78b angebracht sind, mit den
Stangen 82a, 82b verbunden, die an den beiden Endabschnitten der o. a. einzelnen
Schwingungsrahmen 78a, 78b befestigt sind.
Für einen solchen Aufbau werden basierend auf der Versorgung der o. a. einzelnen
Öldruckzylinder 78a, 78b mit Öl die o. a. einzelnen Primär- und
Sekundärschwingungsrahmen 74, 75 in einer bestimmten Richtung nur in einer
bestimmten Menge schwingend verlagert. Dadurch verlagern sich die o. a. Primär- und
Sekundärzapfen 71, 72, die von den einzelnen Schwingungsrahmen 74, 75 gestützt
werden, fast in die Axialrichtung der o. a. Primär- und Sekundärstützachse 73 (tatsächlich
handelt es sich um eine bogenförmige Bewegung mit Schwerpunkt auf die o. a. einzelnen
Stützachsen 77, 77). Ähnlich wie in dem Fall eines herkömmlichen Aufbaus, der in den
zuvor erläuterten Abb. 7 und 8 abgebildet ist, verändert sich die Neigung der
Kraft in Tangentialrichtung unter Einwirkung auf die Kontaktstellen zwischen den
peripheren Flächen 9a, 9a der o. a. einzelnen Antriebsrollen 35, 38 und den
Innenseitenflächen 2a, 4a der o. a. einzelnen Scheiben 33, 34, 36, 37. Infolge der
Veränderungen in der Neigung der Kraft schwingen die o. a. Primär- und Sekundärzapfen
71, 72 mit Schwerpunkt auf die einzelnen Primär- und Sekundärstützachsen 73, welche
von den o. a. einzelnen Primär- und Sekundärschwingungsrahmen 74, 75 gestützt
werden, gegenseitig in entgegengesetzter Richtung, wobei sich, wie in den zuvor
erläuterten Abb. 5 und 6 dargestellt ist, die Kontaktposition zwischen der
peripheren Fläche 9a, 9a der o. a. einzelnen Primär- und Sekundärantriebsrollen 35, 38
und den o. a. einzelnen Innenseitenflächen 2a, 4a verändert. Dabei verändert sich
ebenfalls die Rotationsgeschwindigkeitsrate zwischen den einzelnen ersten und zweiten
Antriebsscheiben 33, 36 und den einzelnen ersten und zweiten Abtriebsscheiben.
In dem abgebildeten Beispiel werden in bezug auf die Verlagerungsachsen 8a, 8a zum
Zwecke der Abstützung der o. a. einzelnen Primär- und Sekundärantriebsrollen 35, 38 in
bezug auf die o. a. Primär- und Sekundärzapfen 71, 72 Achsen mit einer geradlinigen
Form verwendet, die nicht besonders exzentrisch zu der unteren und oberen Hälfte sind.
Die vorderen Endabschnitte der o. a. einzelnen Verlagerungsachsen 8a, 8a werden in
eine Position eingepasst, die von dem Mittelpunkt der Außenräder 16a, 16a entfernt ist,
welche das Axialkugellager 14a, 14a bilden. Die o. a. Primär- und Sekundärantriebsrollen
35, 38 bilden eine runde Schüsselform ohne Öffnung. Da sie einen Kontaktwinkel zu
dem o. a. Axialkugellager 14a, 14a besitzen (angular contact) wird neben der
Axialbelastung, die auf das o. a. Axialkugellager 14a, 14a ausgeübt wird, auch die
Radialbelastung unterstützt. Durch einen solchen Aufbau können die o. a. einzelnen
Primär- und Sekundärantriebsrollen 35, 38 in einer bestimmten Position frei rotieren.
Außerdem können sie in Axialrichtung der o. a. einzelnen Scheiben 33, 34, 36, 37 frei
verschiebbar gestützt werden. Der Aufbau der Abschnitte, die die o. a. einzelnen Primär-
und Sekundärantriebsrollen 35, 38 stützen, sind nicht Kernpunkt der vorliegenden
Erfindung. Der Aufbau dieser Abschnitte ist nicht auf das abgebildete Beispiel beschränkt
und kann so aufgebaut werden wie in dem herkömmlichen Aufbau, der in den zuvor
erläuterten Abb. 7 bis 10 dargestellt ist.
Während des Betriebs des stufenlosen Toroidalgetriebes für ein Fahrzeug mit
Vierradantrieb aus der vorliegenden Erfindung mit dem o. a. Aufbau wird die o. a.
Antriebsachse 51 für die Vorderräder durch die Antriebskraft rotierend angetrieben, die
unter den beiden ersten und zweiten Antriebsscheiben 33, 36, welche zusammen mit der
hinteren Hälfte 11b der o. a. Antriebswelle 11 synchron rotieren, von der ersten
Antriebsscheibe 33 mittels der o. a. Primär- und Sekundärantriebsrollen 35, 38 auf die
o. a. erste Abtriebsrolle 34 übertragen wird. Die Antriebswelle 52 für die Hinterräder wird
durch die Antriebskraft rotierend angetrieben, die von der zweiten Antriebsscheibe 36
mittels der o. a. einzelnen Sekundärantriebsrollen 38 auf die o. a. zweite Abtriebsscheibe
37 übertragen wird.
Der Flächendruck der Kontaktstellen zwischen den Innenseitenflächen 2a, 4a der
einzelnen Scheiben 33, 34, 36, 37 und der peripheren Flächen 9a, 9a der o. a. Primär-
und Sekundärantriebsrollen 35, 38 wird dadurch einfach reguliert, dass der Öldruck
geändert wird, der in die einzelnen Öldruckkammern 56a, 56b eingeführt wird, die die
o. a. Öldruckbelastungsanlage 53 bilden, wobei der Übertragungswirkungsgrad zwischen
den o. a. einzelnen ersten und zweiten Antriebsscheiben 33, 36 und den o. a. einzelnen
ersten und zweiten Abtriebsscheiben 34, 37 beibehalten werden soll. In dem Fall eines
Getriebes für ein Fahrzeug mit permanentem Vierradantrieb kann es vorkommen, dass
je nach Fahrbedingungen das Drehmoment, welches auf die Vorderräder verteilt wird,
und das Drehmoment, welches auf die Hinterräder verteilt wird, verschieden sind. Da in
dem Fall der vorliegenden Erfindung die Regulierung des o. a. Flächendrucks mit Hilfe
der o. a. Öldruckbelastungsanlage 53 durchgeführt wird, kann die Erteilung eines
optimalen Flächendrucks entsprechend der jeweiligen Bedingungen erfolgen.
Wenn bei einem Fahrzeug in einer Geradeausfahrt die Rotationsgeschwindigkeit der
Vorderräder mit der Rotationsgeschwindigkeit der Hinterräder übereinstimmen soll und
wenn die Rotationsgeschwindigkeit der o. a. Antriebswelle 51 für die Vorderräder mit der
Rotationsgeschwindigkeit der o. a. Antriebswelle 52 für die Hinterräder übereinstimmt,
werden basierend auf die Versorgung der o. a. einzelnen Öldruckzylinder 78a, 78b mit Öl
der Schwingungswinkel der o. a. Primär- und Sekundärschwingungsrahmen 74, 75 mit
Schwerpunkt auf die o. a. Stützachsen 77, 77 und der Neigungswinkel der einzelnen
Primär- und Sekundärzapfen 71, 72 mit Schwerpunkt auf die o. a. einzelnen Primär- und
Sekundärstützachsen 73, die von den einzelnen Schwingungsrahmen 74, 75 gestützt
werden, in Übereinstimmung gebracht. Es werden dann das Übersetzungsverhältnis
zwischen der o. a. ersten Antriebsscheibe 33 und der o. a. ersten Abtriebsscheibe 34 und
das Übersetzungsverhältnis zwischen der o. a. zweiten Antriebsscheibe 36 und der o. a.
zweiten Abtriebsscheibe 37 in Übereinstimmung gebracht.
Wenn sich das Fahrzeug in einem Wendevorgang befindet und wenn im Vergleich zu der
Rotationsgeschwindigkeit der o. a. Vorderräder die Rotationsgeschwindigkeit der o. a.
Hinterräder verzögert werden soll, unterscheiden sich im Zuge der Verzögerung der
Rotationsgeschwindigkeit der o. a. Antriebswelle für die Hinterräder 52 im Vergleich zu
der Rotationsgeschwindigkeit der o. a. Antriebswelle für die Vorderräder 51 das
Übersetzungsverhältnis der o. a. einzelnen Primärzapfen 71, 71 und der Neigungswinkel
der o. a. einzelnen Sekundärzapfen 72. Konkret heißt dies, dass im Vergleich zur
Geschwindigkeitsverringerungsrate zwischen der o. a. ersten Antriebsscheibe 33 und der
o. a. ersten Abtriebsscheibe 34 die Geschwindigkeitsverringerungsrate zwischen der o. a.
zweiten Antriebsscheibe 36 und der o. a. zweiten Abtriebsscheibe 37 vergrößert wird.
Dadurch entsteht auch ohne die Installation eines Zentraldifferentialgetriebes kein
übermäßiges Rutschen zwischen den Vorder- und Hinterrädern und der Fahrbahnfläche,
so dass das Fahrzeug sicher und stabil gefahren werden kann.
Da die vorliegende Erfindung den o. a. Aufbau und die o. a. Wirkung aufweist, kann nicht
nur eine Gewichtsreduzierung und ein kleineres Modell eines stufenlosen
Toroidalgetriebes für ein Fahrzeug mit Vierradantrieb umgesetzt werden, sondern auch
die Installation eines zentralen Differentialgetriebes ist nicht mehr erforderlich. Dadurch
kann eine Gewichtsreduzierung eines Fahrzeugs mit Vierradantrieb mit einem
Automatikgetriebe erreicht werden, so dass dieses auch zu einer Verbesserung des
Kraftstoffverbrauchs und der Antriebsleistung führt. Außerdem kann durch die
Positionierung einer Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit sowie einer Belastungsanlage
der Freiheitsgrad in der Positionierung der einzelnen Antriebsachsen erhöht werden, so
dass dadurch der Entwurf eines Fahrzeugs vereinfacht wird. Darüber hinaus wird für die
Belastungsanlage ein Öldrucksystem verwendet, wodurch auch bei einem stufenlosen
Toroidalgetriebe für ein Fahrzeug mit Vierradantrieb, bei dem die Regelung der
Belastung sehr kompliziert ist, eine optimale Belastungseinstellung erfolgen kann.
Dadurch können auch bei verschiedenen Bedingungen eine Antriebskraftübertragung mit
einem optimalen Wirkungsgrad sowie eine Gewährleistung der Ermüdungslebenszeit der
einzelnen Bauteile erzielt werden.
Die Erfindung läßt sich anhand von Ausführungsbeispielen erläutern, die in den
folgenden Abbildungen dargestellt sind. Im einzelnen zeigt
Fig. 1 eine Durchschnittsansicht aller erforderlichen Bauteile des Getriebe gemäß dem
ersten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung,
Fig. 2 eine Durchschnittsansicht A-A der Fig. 1,
Fig. 3 eine Durchschnittsansicht B-B der Fig. 1,
Fig. 4 eine Durchschnittsansicht, die den Zustand darstellt, in dem die mit der Fig. 3 fast
identischen Bauteile flach zergliedert sind (inklusive der Mittelachse der
Primärachse, die an den beiden Endabschnitten des Primärzapfens angebracht
ist),
Fig. 5 eine Seitenansicht, in der der grundlegende Aufbau eines bisher bekannten
stufenlosen Toroidalgetriebes in dem Zustand einer maximalen
Geschwindigkeitsreduzierung dargestellt wird,
Fig. 6 eine Seitenansicht, in der dasselbe Getriebe in dem Zustand einer maximalen
Geschwindigkeitserhöhung dargestellt wird,
Fig. 7 eine Durchschnittsansicht, die ein Beispiel eines herkömmlichen konkreten
Aufbaus darstellt,
Fig. 8 eine Durchschnittsansicht C-C der Fig. 7,
Fig. 9 eine Vorderansicht der erforderlichen Bauteile, die das erste Beispiel eines
Aufbaus, der bisher bekannt ist und bei dem die übertragbare Antriebskraft erhöht
wird, in dem Zustand darstellt, in dem ein Teil aufgeschnitten ist, und
Fig. 10 eine partielle Durchschnittsansicht, die das zweite Beispiel darstellt.
1
Antriebswelle
2
Antriebsscheibe
2
a Innenseitenfläche
3
Abtriebswelle
4
Abtriebsscheibe
4
a Innenseitenfläche
5
,
5
a Gehäuse
6
Stützachse
7
Zapfen (trunnion)
8
,
8
a Verlagerungsachse
9
Antriebsrolle
9
a periphere Fläche
10
Belastungsnockenvorrichtung
11
Antriebswelle
11
a vordere Hälfte
11
b hintere Hälfte
12
Abtriebszahnrad
13
Stützplatte
14
,
14
a Axialkugellager
15
Axialnadellager
16
,
16
a Außenrad
17
Aktuator
18
Rahmen
19
Stützteil
20
Öldruckzylinder
21
,
21
a Steuerventil
22
Pumpe
23
,
23
a Schiebemuffe (sleeve)
24
,
24
a Stirnrad (spur)
25
,
25
a Steuermotor
26
Antriebskolben
27
Ölauffang
28
Nocken
29
Gelenk (link)
30
Kugelkeilverzahnung (ball spline)
31
Schiebemuffe (sleeve)
32
Abtriebswelle
33
Erste Antriebsscheibe
34
Erste Abtriebsscheibe
35
Primärantriebsrolle
36
Zweite Antriebsscheibe
37
Zweite Abtriebsscheibe
38
Sekundärantriebsrolle
39
Drehmomentwandler
40
Stufenlose Toroidalgetriebeeinheit
41
a,
41
b Radialnadellager
42
Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit
43
Sonnenrad
44
Träger
45
Planetenrad
46
Plantenradsatz
47
Tellerrad
48
Kupplung für Vorwärtsgang
49
Kupplung für Rückwärtsgang
50
Rahmen
51
Antriebswelle für die Vorderräder
52
Antriebswelle für die Hinterräder
53
Belastungsanlage
54
a,
54
b Öldruckzylinder
55
a,
55
b Öldruckkolben
56
a,
56
b Öldruckkammer
57
Zylinderlaufbüchse (Zylinderrohr)
58
Vordruckfeder
59
Stützrohr
60
Stützring
61
Verankerung (stay)
62
Radialnadellager
63
Radialnadellager
64
Axialnadellager
65
Primärabtriebszahnrad
67
Nachfolgezahnrad für die Vorderräder
68
Differentialgetriebe für die Vorderräder
69
Sekundärabtriebszahnrad
70
Nachfolgezahnrad für die Hinterräder
71
Primärzapfen
72
Sekundärzapfen
73
Primärstützachse
74
Primärschwingungsrahmen
75
Sekundärschwingungsrahmen
76
Radialnadellager
77
Stützachse
78
a,
78
b Öldruckzylinder
79
Nockenfläche
80
Plunger
81
a,
81
b Kolben
82
a,
82
b Stange (Strebe)
83
Primärhohlraum
84
Sekundärhohlraum
Übersetzungsvarianten zu:
Übersetzungsvarianten zu:
Fig.
1
39
(Drehmomentwandler)
40
(Stufenlose Toroidalgetriebeeinheit)
42
(Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit)
8
a (Verlagerungsachse)
71
(Primärzapfen)
35
(Primärantriebsrolle)
72
(Sekundärzapfen)
38
(Sekundärantriebsrolle)
53
(Belastungsvorrichtung)
52
(Antriebswelle für die Hinterräder)
36
(Zweite Antriebsscheibe)
37
(Zweite Abtriebsscheibe)
51
(Antriebsachse für die Vorderräder)
34
(Erste Abtriebsscheibe)
33
(Erste Antriebsscheibe)
Claims (2)
1. Es handelt sich um ein stufenloses Toroidalgetriebe für ein Fahrzeug mit
Vierradantrieb, das die folgenden Merkmale aufweist. Es ist mit einer Vorwärts-
Rückwärts-Umschalteinheit zum Zwecke der Umschaltung zwischen Vorwärts- und
Rückwärtsgang, einer stufenlosen Toroidalgetriebeeinheit zur kontinuierlichen
Veränderung des Übersetzungsverhältnisses zwischen dem Antriebsabschnitt und
dem Abtriebsabschnitt, einer Antriebswelle für die Vorderräder, die am
Abtriebsabschnitt der stufenlosen Toroidalgetriebeeinheit angebracht ist und die
den Abtrieb der stufenlosen Toroidalgetriebeeinheit auf die Antriebswelle der
hinteren Seite überträgt, und einer Antriebswelle für die Hinterräder besteht, die
den Abtrieb der stufenlosen Toridalgetriebeeinheit auf die Antriebswelle der
hinteren Seite überträgt.
Die o. a. Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit ist zwischen dem Abtriebsabschnitt des Motors für den Antrieb und der o. a. stufenlosen Toroidalgetriebeeinheit in gerader Linie zur Übertragungsrichtung der Triebkraft angebracht.
Die stufenlose Toroidalgetriebeeinheit besteht, wobei die Innenseitenflächen, welche eine konkave Fläche mit einer bogenförmigen (kreisbogenförmigen) Durchschnittsgestalt darstellen, gegenüberliegen, aus der ersten und zweiten Antriebsscheibe, welche gegenseitig konzentrisch sind und gegenseitig synchron frei rotierend gestützt werden, aus der ersten Abtriebsscheibe, welche konzentrisch zu der ersten und zweiten Antriebsscheibe in dem Zustand ist, in dem die Innenflächen mit einer konkaven Fläche und einer bogenförmigen Durchschnittsgestalt gegenüber der Innenfläche der ersten Antriebsscheibe liegen, und welche unabhängig zu der ersten und zweiten Antriebsscheibe frei rotierend gestützt wird, aus der zweiten Abtriebsscheibe, welche konzentrisch zu der o. a. ersten Abtriebsscheibe in dem Zustand ist, in dem die Innenflächen mit einer konkaven Fläche und einer bogenförmigen Durchschnittsgestalt gegenüber zu der Innenfläche der zweiten Antriebsscheibe liegen, und welche unabhängig zu der ersten Abtriebsscheibe und der o. a. ersten und zweiten Antriebsseite frei rotierend gestützt wird, aus mehr als 4 Primärstützachsen (Primärachsen, Primärdrehzapfen, Primärspindel, pivot) (gerade Zahl), welche zwischen der o. a. ersten Antriebsscheibe und der ersten Abtriebsscheibe in der Torsionsposition in bezug auf die Mittelwelle der einzelnen Scheiben vorhanden sind, aus mehreren Primärzapfen (Primärdrehzapfen, trunnion), welche die einzelnen Primärstützachsen oszillieren (schwingen) lassen, aus der Primärverschiebungsachse, welche aus der Innenfläche der einzelnen Primärzapfen hervorsteht, aus mehreren Primärantriebsrollen (primary power roller), deren periphere Flächen eine kugelförmige (sphärische) und konvexe Fläche bilden und welche in einem in der Umgebung der einzelnen Primärverschiebungsachsen frei rotierend gestützten Zustand zwischen der Innenfläche der o. a. ersten Antriebsscheibe und der Innenfläche der ersten Abtriebsscheibe eingeklemmt sind, aus mehreren Sekundärantriebsrollen, deren peripheren Flächen eine kugelförmige konvexe Form aufweisen und welche zwischen den mehr als Sekundärstützachsen (gerade Zahl), die sich zwischen der o. a. zweiten Antriebsscheibe und der zweiten Abtriebsseite in einer Torsionsposition zu der Mittelwelle der einzelnen Scheiben befinden, den mehreren Sekundärzapfen, bei denen die einzelnen Sekundärstützachsen oszillieren, den Sekundärverschiebungsachsen, die aus der Innenseitenfläche der einzelnen Sekundärzapfen hervorstehen, und zwischen der Innenseitenfläche der zweiten Abtriebsscheibe und der Innenseitenfläche der o. a. zweiten Antriebsscheibe in dem Zustand, in dem sie in der Umgebung der einzelnen Sekundärverschiebungsachsen frei rotierend gestützt werden, eingeklemmt sind, und aus einer Öldruckbelastungseinheit (loading unit), die die o. a. erste und zweite Antriebsscheibe sowie die o. a. erste und zweite Abtriebsscheibe und die o. a. einzelnen Primär- und Sekundärantriebsrollen einklemmt, die auf der gegenüberliegenden Seite der o. a. Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit angebracht ist, die den Kontaktdruck zu den peripheren Flächen der einzelnen Antriebsrollen und den Innenseitenflächen der einzelnen Scheiben erhöhen soll und die die einzelnen Scheiben auf die o. a. Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit drückt.
Des weiteren werden die o. a. Antriebswellen für die Vorderräder durch die o. a. erste Abtriebsscheibe frei rotierend angetrieben. Außerdem werden die o. a. Antriebswellen für die Hinterräder durch die o. a. zweite Abtriebsscheibe frei rotierend angetrieben.
Die o. a. Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit ist zwischen dem Abtriebsabschnitt des Motors für den Antrieb und der o. a. stufenlosen Toroidalgetriebeeinheit in gerader Linie zur Übertragungsrichtung der Triebkraft angebracht.
Die stufenlose Toroidalgetriebeeinheit besteht, wobei die Innenseitenflächen, welche eine konkave Fläche mit einer bogenförmigen (kreisbogenförmigen) Durchschnittsgestalt darstellen, gegenüberliegen, aus der ersten und zweiten Antriebsscheibe, welche gegenseitig konzentrisch sind und gegenseitig synchron frei rotierend gestützt werden, aus der ersten Abtriebsscheibe, welche konzentrisch zu der ersten und zweiten Antriebsscheibe in dem Zustand ist, in dem die Innenflächen mit einer konkaven Fläche und einer bogenförmigen Durchschnittsgestalt gegenüber der Innenfläche der ersten Antriebsscheibe liegen, und welche unabhängig zu der ersten und zweiten Antriebsscheibe frei rotierend gestützt wird, aus der zweiten Abtriebsscheibe, welche konzentrisch zu der o. a. ersten Abtriebsscheibe in dem Zustand ist, in dem die Innenflächen mit einer konkaven Fläche und einer bogenförmigen Durchschnittsgestalt gegenüber zu der Innenfläche der zweiten Antriebsscheibe liegen, und welche unabhängig zu der ersten Abtriebsscheibe und der o. a. ersten und zweiten Antriebsseite frei rotierend gestützt wird, aus mehr als 4 Primärstützachsen (Primärachsen, Primärdrehzapfen, Primärspindel, pivot) (gerade Zahl), welche zwischen der o. a. ersten Antriebsscheibe und der ersten Abtriebsscheibe in der Torsionsposition in bezug auf die Mittelwelle der einzelnen Scheiben vorhanden sind, aus mehreren Primärzapfen (Primärdrehzapfen, trunnion), welche die einzelnen Primärstützachsen oszillieren (schwingen) lassen, aus der Primärverschiebungsachse, welche aus der Innenfläche der einzelnen Primärzapfen hervorsteht, aus mehreren Primärantriebsrollen (primary power roller), deren periphere Flächen eine kugelförmige (sphärische) und konvexe Fläche bilden und welche in einem in der Umgebung der einzelnen Primärverschiebungsachsen frei rotierend gestützten Zustand zwischen der Innenfläche der o. a. ersten Antriebsscheibe und der Innenfläche der ersten Abtriebsscheibe eingeklemmt sind, aus mehreren Sekundärantriebsrollen, deren peripheren Flächen eine kugelförmige konvexe Form aufweisen und welche zwischen den mehr als Sekundärstützachsen (gerade Zahl), die sich zwischen der o. a. zweiten Antriebsscheibe und der zweiten Abtriebsseite in einer Torsionsposition zu der Mittelwelle der einzelnen Scheiben befinden, den mehreren Sekundärzapfen, bei denen die einzelnen Sekundärstützachsen oszillieren, den Sekundärverschiebungsachsen, die aus der Innenseitenfläche der einzelnen Sekundärzapfen hervorstehen, und zwischen der Innenseitenfläche der zweiten Abtriebsscheibe und der Innenseitenfläche der o. a. zweiten Antriebsscheibe in dem Zustand, in dem sie in der Umgebung der einzelnen Sekundärverschiebungsachsen frei rotierend gestützt werden, eingeklemmt sind, und aus einer Öldruckbelastungseinheit (loading unit), die die o. a. erste und zweite Antriebsscheibe sowie die o. a. erste und zweite Abtriebsscheibe und die o. a. einzelnen Primär- und Sekundärantriebsrollen einklemmt, die auf der gegenüberliegenden Seite der o. a. Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit angebracht ist, die den Kontaktdruck zu den peripheren Flächen der einzelnen Antriebsrollen und den Innenseitenflächen der einzelnen Scheiben erhöhen soll und die die einzelnen Scheiben auf die o. a. Vorwärts-Rückwärts-Umschalteinheit drückt.
Des weiteren werden die o. a. Antriebswellen für die Vorderräder durch die o. a. erste Abtriebsscheibe frei rotierend angetrieben. Außerdem werden die o. a. Antriebswellen für die Hinterräder durch die o. a. zweite Abtriebsscheibe frei rotierend angetrieben.
2. Es handelt sich um ein in dem Anspruch 1 beschriebene stufenlose
Toroidalgetriebe für ein Fahrzeug mit einem Vierradantrieb, bei dem die
Mittelwelle der Antriebswellen für die Vorderräder nicht mit der Mittelwelle der
Antriebswellen für die Hinterräder übereinstimmt.
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JP34670399A JP4204157B2 (ja) | 1999-12-06 | 1999-12-06 | 四輪駆動車用トロイダル型無段変速装置 |
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Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
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---|---|---|---|
DE10059781A Expired - Fee Related DE10059781B4 (de) | 1999-12-06 | 2000-12-01 | Stufenloses Toroidalgetriebe für ein Fahrzeug mit Vierradantrieb |
Country Status (2)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP4204157B2 (de) |
DE (1) | DE10059781B4 (de) |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2005008101A1 (de) * | 2003-07-11 | 2005-01-27 | Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg | Variatorscheibe und variator für ein toroidgetriebe |
WO2007085354A1 (de) * | 2006-01-24 | 2007-08-02 | Volkswagen Aktiengesellschaft | Stufenloses getriebe und verfahren zur verteilung eines drehmomentes auf zwei ausgangswellen |
Families Citing this family (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP5120134B2 (ja) * | 2008-08-01 | 2013-01-16 | 日産自動車株式会社 | 摩擦車式無段変速機 |
Citations (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE4240724A1 (de) * | 1991-12-05 | 1993-06-09 | Nsk Ltd., Tokio/Tokyo, Jp |
Family Cites Families (7)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH0137249Y2 (de) * | 1985-10-24 | 1989-11-10 | ||
JPH0637223Y2 (ja) * | 1988-05-27 | 1994-09-28 | 日産自動車株式会社 | 摩擦車式無段変速機構 |
JP2682090B2 (ja) * | 1988-12-16 | 1997-11-26 | 日産自動車株式会社 | トロイダル型無段変速機 |
JP2501911B2 (ja) * | 1989-08-15 | 1996-05-29 | 日産自動車株式会社 | トロイダル型無段変速機 |
JP2697261B2 (ja) * | 1990-07-10 | 1998-01-14 | 日産自動車株式会社 | 摩擦車式無段変速機 |
US5238460A (en) * | 1991-02-28 | 1993-08-24 | Mazda Motor Corporation | Power transmission system for vehicle |
DE19836558C2 (de) * | 1997-08-12 | 2003-03-13 | Nsk Ltd | Stufenlos verstellbares Toroidgetriebesystem |
-
1999
- 1999-12-06 JP JP34670399A patent/JP4204157B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
2000
- 2000-12-01 DE DE10059781A patent/DE10059781B4/de not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE4240724A1 (de) * | 1991-12-05 | 1993-06-09 | Nsk Ltd., Tokio/Tokyo, Jp |
Non-Patent Citations (5)
Title |
---|
1-173552 A * |
3- 74667 A * |
4- 69439 A * |
63- 69293 A * |
JP Patent Abstracts of Japan: 62- 71465 A * |
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2005008101A1 (de) * | 2003-07-11 | 2005-01-27 | Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg | Variatorscheibe und variator für ein toroidgetriebe |
US7285070B2 (en) | 2003-07-11 | 2007-10-23 | Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg | Variator disk and variator for a toroidal transmission |
WO2007085354A1 (de) * | 2006-01-24 | 2007-08-02 | Volkswagen Aktiengesellschaft | Stufenloses getriebe und verfahren zur verteilung eines drehmomentes auf zwei ausgangswellen |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP4204157B2 (ja) | 2009-01-07 |
DE10059781B4 (de) | 2012-10-31 |
JP2001165266A (ja) | 2001-06-19 |
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8110 | Request for examination paragraph 44 | ||
8120 | Willingness to grant licences paragraph 23 | ||
R016 | Response to examination communication | ||
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R020 | Patent grant now final |
Effective date: 20130201 |
|
R119 | Application deemed withdrawn, or ip right lapsed, due to non-payment of renewal fee |