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Die
Erfindung betrifft ein Automatgetriebe in Form eines Kegelscheibenumschlingungsgetriebes, wie
es beispielsweise aus der
DE
10 2004 015 215 und weiteren Veröffentlichungen bekannt ist,
sowie ein Verfahren zu dessen Herstellung und ein damit ausgerüstetes Fahrzeug.
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Automatgetriebe
im weiteren Sinne sind Kennungswandler, deren momentane Übersetzung sich
selbständig
in Abhängigkeit
von momentanen oder zu erwartenden Betriebszuständen, wie zum Beispiel Teillast,
Schub und Umgebungsparameter, wie zum Beispiel Temperatur, Luftdruck,
Luftfeuchtigkeit, stufenweise oder stufenlos verändert. Zu ihnen gehören solche
Kennungswandler, die auf einem elektrischen, pneumatischen, hydrodynamischen, hydrostatischen
Prinzip oder auf einem aus diesen Prinzipien gemischten Prinzip
beruhen.
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Die
Automatisierung bezieht sich auf die verschiedensten Funktionen,
wie zum Beispiel das Anfahren, die Übersetzungswahl, die Art der Übersetzungsveränderung
bei verschiedene Betriebssituationen, wobei unter Art der Übersetzungsveränderung zum
Beispiel das Schalten von einzelnen Stufen nacheinander, das Überspringen
von Schaltstufen und die Geschwindigkeit der Verstellung verstanden werden
kann.
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Der
Wunsch nach Komfort, Sicherheit und vertretbarem Bauaufwand bestimmt
den Automatisierungsgrad d. h. wie viele Funktionen selbständig ablaufen.
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In
der Regel kann der Fahrer manuell in den automatischen Ablauf eingreifen
oder ihn für
einzelne Funktionen begrenzen.
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Automatgetriebe
im engeren Sinne, wie sie heute vor allem im Fahrzeugbau verwendet
werden, haben in der Regel folgenden Aufbau:
Auf der Antriebsseite
des Getriebes befindet sich eine Anfahreinheit in Form einer regelbaren
Kupplung, zum Beispiel einer nassen oder trockenen Reibungskupplung,
einer hydrodynamischen Kupplung oder einem hydrodynamischen Wandler.
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Zu
einem hydrodynamischen Wandler wird häufig eine Überbrückungskupplung parallel zum Pumpen-
und Turbinenteil geschaltet, welche durch direkte Kraftübertragung
den Wirkungsgrad steigert und durch definierten Schlupf bei kritischen
Drehzahlen die Schwingung dämpft.
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Die
Anfahreinheit treibt ein mechanisches, stufenloses oder gestuftes
Wechselgetriebe an, das eine Vorwärts-/Rückwärtsfahreinheit, eine Haupt-, Bereichs-,
Splitgruppe und/oder einen Variator enthalten kann. Zahnradgetriebegruppen
werden, je nach Anforderungen an Laufruhe, Platzverhältnisse und Übertragungsmöglichkeiten,
in Vorgelege- oder Planetenbauweise mit Gerad- oder Schrägverzahnung
ausgelegt.
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Das
Ausgangselement des mechanischen Getriebes, eine Welle oder ein
Zahnrad, treibt direkt oder indirekt über Zwischenwellen bzw. eine
Zwischenstufe mit einer konstanten Übersetzung auf ein Differentialgetriebe,
das als separates Getriebe gestaltet sein kann oder ein integrierter
Bestandteil des Automatgetriebes ist. Grundsätzlich eignet sich das Getriebe
für Längs- und
Quereinbau im Fahrzeug.
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Zur
Verstellung der Übersetzung
im mechanischen Getriebe sind hydrostatische, pneumatische und/oder
elektrische Stellglieder vorgesehen. Eine Hydraulikpumpe, die nach
dem Verdrängungsprinzip arbeitet,
liefert Drucköl
für die
Anfahreinheit, insbesondere die hydrodynamische Einheit, für die hydrostatischen
Stellelemente des mechanischen Getriebes und für die Schmierung und Kühlung des
Systems. Je nach erforderlichem Druck und Fördervolumen kommen Zahnradpumpen,
Schraubenpumpen, Flügelzellenpumpen
und Kolbenpumpen, letztere meistens in radialer Bauart, in Frage.
In der Praxis haben sich Zahnradpumpen und Radialkolbenpumpen für diesen
Zweck durchgesetzt, wobei die Zahnradpumpen wegen ihres geringen
Bauaufwandes und die Radialkolbenpumpe wegen des höheren Druckniveaus
und der besseren Regelbarkeit Vorteile bieten.
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Die
Hydraulikpumpe kann an einer beliebigen Stelle des Getriebes an
einer ständig
von der Antriebseinheit angetriebenen Haupt- oder Nebenwelle angeordnet
sein.
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Es
sind stufenlose Automatgetriebe bekannt, bestehend aus einer Anfahreinheit,
einem Planetenwendegetriebe als Vorwärts-/Rückwärtsfahreinheit, einer Hydraulikpumpe,
einem Variator, einer Zwischenwelle und einem Differential. Der
Variator wiederum besteht aus zwei Kegelscheibenpaaren und einem
Umschlingungsorgan. Jedes Kegelscheibenpaar besteht aus einer in
axialer Richtung verschiebbaren zweiten Kegelscheibe. Zwischen diesen
Kegelscheibenpaaren läuft
das Umschlingungsorgan, zum Beispiel ein Schubgliederband, eine
Zugkette oder ein Riemen. Über
die Verstellung der zweiten Kegelscheibe ändert sich der Laufradius des
Umschlingungsorgans und somit die Übersetzung des stufenlosen
Automatgetriebes.
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Stufenlose
Automatgetriebe erfordern ein hohes Druckniveau, um die Kegelscheiben
des Variators in allen Betriebspunkten mit der gewünschten Geschwindigkeit
verstellen zu können
und außerdem mit
einem genügenden
Basisanpressdruck weitgehend verschleißfrei das Drehmoment zu übertragen.
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Bei
Kraftfahrzeugen ist der Komfortbedarf im Allgemeinen sehr hoch,
speziell auch im Hinblick auf die Akustik. Der Fahrzeugführer und
die Insassen wünschen
insbesondere bei Kraftfahrzeugen der gehobenen Kategorie keine störenden Geräusche, die aus
dem Betrieb der Aggregate des Kraftfahrzeuges entstehen. Der Verbrennungsmotor
und auch andere Aggregate wie Getriebe erzeugen jedoch Geräusche, die
weitestgehend als störend
empfunden werden könnten.
So kann es beispielsweise bei stufenlos einstellbaren Getrieben
bei der Verwendung einer Laschenkette zu einem Geräusch kommen,
da eine solche Laschenkette bedingt durch ihren Aufbau mit Laschen
und Bolzen im Betrieb des Getriebes einen sich wiederholenden Schlag
durch das Auftreffen der Bolzen auf die Kegelscheiben des Getriebes
erzeugt. Akustische Effekte werden bei CVT-Getrieben in der Regel
diesen Pineinlauf („impact") als Anregung zugeschrieben.
Diese akustische Anregung erzeugt dann Resonanzen bei den Eigenfrequenzen
des Getriebegehäuses
(FE-Moden) oder der Wellen (torsionale Moden, Biegemoden).
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Ein
weiterer akustischer Effekt geht von der CVT-Kette aus, die im gespannten
Strang bzw. Trum wie eine Seite schwingen kann, was z. B. durch
eine Gleitschiene behinderbar ist. Torsionale Reibschwingungen sind
beispielsweise als Rupfen bei Frequenzen von 10 Hz von Kupplungen
her bekannt. Wenn der Reibwertverlauf unter Schlupfänderung
derart ist, dass der Reibwert abfällt, wird Rupfen angeregt. Hierbei
ist bei Automatgetrieben primär
der Stahl-Papier-Reibwert
relevant.
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Eine
der Erfindung zugrunde liegende Teilaufgabe liegt darin, die Akustik
eines derartigen Getriebes zu verbessern und somit den Komfort insbesondere
den Geräuschkomfort
eines mit einem derartigen Getriebe ausgerüsteten Fahrzeugs zu verbessern.
Eine weitere der Erfindung zugrunde liegende Teilaufgabe liegt darin,
nach der Analyse hochfrequenter, starker CVT-Schwingungen und der
damit zusammen hängenden
Klärung
der entsprechenden Wirkmechanismen, geeignete Gegenmaßnahmen darzustellen,
um diese Schwingungen, die vorwiegend im akustischen Bereich in
der Größenordnung von
400–600
Hz liegen, zu minimieren oder möglichst zu
unterbinden. Eine weitere Teilaufgabe der Erfindung liegt darin,
die Betriebsfestigkeit von Bauteilen zu erhöhen und somit die Lebensdauer
eines derartigen Automatgetriebes zu verlängern. Eine weitere Teilaufgabe
der Erfindung liegt darin begründet,
die Drehmomentübertragungsfähigkeit
eines derartigen Getriebes zu erhöhen bzw. größere Kräfte durch die Bauteile des
Getriebes übertragen
zu können.
Außerdem – so eine
weitere Teilaufgabe – soll
ein derartiges Getriebe wirtschaftlich gefertigt werden können.
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Die
Aufgabenteile werden durch die in den Ansprüchen dargelegte sowie in der
Beschreibung auch in Zusammenhang mit den Figuren erläuterte Erfindung
mit deren Weiterbildungen gelöst.
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Aus
der Analyse ergibt sich ein simulatorisches Verständnis der
Art der Schwingungsform, bei der es sich um eine Bewegung der Kette
in der Umschlingung gekoppelt mit einem Kippen und/oder Biegen der
jeweiligen Wegscheibe handelt. Bestimmend für die Frequenz der Schwingungen
sind zunächst
die Kettenmasse und die gesamte Kipp- und Biegesteifigkeit der Wegscheiben.
Diese Steifigkeit versteht sich einschließlich der Tellerung der Scheiben
in sich, dem Verkippen der Scheiben, der Durchbiegung der Wellen
infolge deren Elastizität
und der Schrägstellung
der Wellen infolge unterschiedlicher Lagersteifigkeiten. Weiterhin
sind das Reibwertniveau und der Reibwertverlauf sowie die Drehzahl
und die Übersetzung
Frequenz bestimmend.
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Diese
Erkenntnisse sind insofern überraschend,
da Schwingungen der Kette im Umschlingungsbogen, also während ihrer
Einspannung im Scheibensatz, bislang nicht beschrieben sind und auch
der bisher vertretenen Meinung, dass in den Bögen der Reibkontakt zu den
Kegelscheiben solche Schwingungen hemmt, widerspricht.
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Auch
ein Einfluss des CVT-Öls
auf derartige Reibschwingungen ist bislang nicht beschrieben, so dass
diese Öle
bisher lediglich auf hohen und zeitlich stabilen Reibwert sowie
geringen Verschleiß entwickelt
wurden.
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Es
ist zwar bekannt, dass bei den verschiebbaren CVT-Kegelscheiben
(Wegscheiben) ein Kippspiel zwischen Welle und Wegscheibe einen
Einfluss auf den Wirkungsgrad hat, jedoch sind bisher keine schwingenden
Biege-, Kipp- oder Taumelbewegungen der Wegscheiben beschrieben.
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Bei
CVT-Getrieben in Form von Kegelscheibenumschlingungsgetrieben mit
einem Umschlingungsmittel, insbesondere mit Kette, werden die Kegelscheiben
des Variators durch die Anpresskräfte gegen das Umschlingungsmittel
verformt. Diese Anpresskräfte
sind erforderlich, um einerseits ein Durchrutschen der Kette bei
der Übertragung
des Drehmoments zu verhindern und andererseits die Übersetzung
des Variators und damit des Getriebes einzustellen und zu verändern. Der
Keilspalt, den die Kegelscheibenhälften bilden, wird hierbei
unter Last verändert.
Unter Berücksichtigung
der Formgebung der Kegelscheiben und der Position der entsprechenden
Lastangriffspunkte des Umschlingungsmittels wird der Keilspalt dann
am stärksten
aus der nicht belasteten Lage verformt, wenn die aus der Anpresskraft
gegen das Umschlingungsmittel resultierende Belastung am größten ist
und die entsprechenden Kraftangriffspunkte am weitesten radial außen, also auf
möglichst
großem
Durchmesser, angeordnet sind. Bei einem CVT in Form eines Kegelscheibenumschlingungsgetriebes
werden die Kraftangriffspunkte des Umschlingungsmittels bzw. der
Kette oder des Schubgliederbandes maßgeblich durch die Übersetzung
des Variators bestimmt. Außerdem
ist zu berücksichtigen,
dass die Kraftangriffspunkte nicht am gesamten Umfang von 360° auf die
Kegelscheiben einwirken, sondern nur in einem Winkelbereich, der
durch die entsprechende Übersetzung
eingeschränkt
und somit kleiner ist. Hieraus ergibt sich eine unsymmetrische Tellerung
der Kegelscheibenhälften,
wie dies später
näher erläutert wird.
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Durch
diese ungleichmäßige Tellerung
und die ungleichmäßige Lastaufteilung
innerhalb des Umschlingungsmittels, wird dem Umschlingungsmittel
beim Durchlauf der Umschlingung auf der Kegelscheibe eine radiale
Bewegung auf die Wellenmitte zu gerichtet aufgezwungen. Hierauf
hat auch die Drehrichtung Einfluss, da die Verhältnisse abhängig davon sind, ob das betrachtete
Kettenstück
Bestandteil des Lasttrums oder des Leertrums ist.
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Je
größer die
Last, umso ausgeprägter
treten diese Verformungen auf und umso größer werden die Reibkräfte und
Reibwege, die hierdurch entstehen. Diese Reibung führt zu Wirkungsgradverlusten
und Verschleiß und
wirkt außerdem
als Anregungsmechanismus für
Reibschwingungen. Die Reibschwingungen können wiederum, beispielsweise
durch Körperschallanregungen,
Geräusche
erzeugen.
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Der
für die
Auslegung kritischste Fall für
die oben beschriebenen Effekte ist beim Anfahren mit einem Kegelumschlingungsgetriebe
an den abtriebsseitigen Kegelscheiben gegeben. Im Anfahrvorgang ist
nämlich
die Belastung durch den Antrieb maximal, ebenso wie die Anpresskraft
auf das Umschlingungsmittel durch die entsprechende Übersetzung
ins Langsame. Durch diese Übersetzung
befindet sich das Umschlingungsmittel bzw. die Kette an den abtriebsseitigen
Kegelscheiben radial maximal weit außen. Durch diese Belastung
werden die abtriebsseitigen Kegelscheiben stark verformt bzw. sehr
stark auseinandergedrückt,
so dass der Keilspalt sehr groß wird,
woraus maximale Reibwege und Reibkräfte resultieren.
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Erfindungsgemäß trägt zur Lösung der
Aufgabe und zur Verbesserung von Getrieben nach dem Stand der Technik,
bei dem beispielsweise die vier Kegelscheiben geometrisch hinsichtlich
Tellerform und Steifigkeit ähnlich
ausgeführt
sind, ein Kegelscheibenumschlingungsgetriebe bei mit antriebsseitigen
und abtriebsseitigen Kegelscheibenpaaren, die jeweils eine Festscheibe
und eine Wegscheibe aufweisen, die jeweils auf einer antriebsseitigen
und einer abtriebsseitigen Welle angeordnet und über ein Umschlingungsmittel
verbindbar sind, wobei das Kegelscheibenumschlingungsgetriebe einen
steifigkeitsoptimierten Variator aufweist.
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Besonders
vorteilhaft kann es sein, wenn die Steifigkeit bei radial außen angreifender
Kraft beim abtriebsseitigen Scheibensatz deutlich größer als beim
antriebsseitigen ausgeführt
ist, wobei es sich als Vorteil erweisen kann, wenn die Steifigkeit
um den Faktor 1,2 bis 3 größer ausgeführt ist.
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Es
kann auch von Vorteil sein, wenn die abtriebsseitige Wegscheibe
eine deutlich höhere
Steifigkeit aufweist als die antriebsseitige Wegscheibe.
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Bei
einem Kegelscheibenumschlingungsgetriebe nach der Erfindung kann
es vorteilhaft sein, wenn die abtriebsseitigen Kegelscheiben einen
geometrisch deutlich massiveren Kegelscheibenteller als die antriebsseitigen
Kegelscheiben aufweisen.
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Weiterhin
kann es zweckmäßig sein,
wenn die abtriebsseitige Wegscheibe einen geometrisch deutlich massiveren
Kegelscheibenhals als die antriebsseitige Wegscheibe aufweist.
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Es
kann sich als vorteilhaft erweisen, wenn die abtriebsseitige Wegscheibe
einen geometrisch deutlich massiveren Kegelscheibenteller als die
abtriebsseitige Festscheibe aufweist.
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Von
Vorteil kann es sein, wenn die antriebsseitige Wegscheibe einen
geometrisch deutlich massiveren Kegelscheibenteller als die antriebsseitige Festscheibe
aufweist.
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Es
kann sich auch als zweckmäßig erweisen, wenn
die abtriebsseitige Wegscheibe ein im Mittel kleineres Führungsspiel
als die antriebsseitige Wegscheibe aufweist.
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Weiterhin
kann es von Vorteil sein, wenn die abtriebsseitige Wegscheibe einen
deutlich längeren großen Führungssitz
als die antriebsseitige Wegscheibe aufweist.
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Zweckmäßig kann
es sein, wenn zumindest eine Wegscheibe zumindest eine einstückig mit
ihr ausgeführte
Dichtungslaufbahn aufweist.
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Es
kann auch vorteilhaft sein, wenn zumindest eine Wegscheibe zwei
direkt verbundene Dichtungslaufbahnen aufweist.
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Je
nach Ausführungsform
kann es zweckmäßig sein, die Dichtungslaufbahn spanabhebend oder spanlos
herzustellen.
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Weiterhin
kann in zusammengefahrenem Zustand neben der zumindest einen Dichtstelle
ein freier Bereich vorgesehen sein, der als Schmutzraum dienen kann.
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Bei
einem erfindungsgemäßen Kegelscheibenumschlingungsgetriebe
kann es von Vorteil sein, wenn die abtriebsseitige Wegscheibe einen
zylindrischen Kegelscheibenhals aufweist, wobei der Kegelscheibenhals
als Federzentrierung dienen kann, und/oder wenn der Kegelscheibenhals
eine halbrunde Nut aufweist, die als Federanlage dienen kann.
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Allgemein
kann es vorteilhaft sein, wenn die abtriebsseitige Wegscheibe eine
radial weit außen liegende
Druckfeder aufweist.
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Weiterhin
kann es von Vorteil sein, wenn die abtriebsseitige Wegscheibe zumindest
ein aufgesetztes Blechteil aufweist, das als Dichtungslaufbahn für zumindest
eine Dichtung dienen kann.
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Abhängig z.
B. von der Bauform des Variators kann die Feder zylindrisch, tailliert
oder kegelig ausgeführt
sein.
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Allgemein
kann es von Vorteil sein, wenn die abtriebsseitige Festscheibe eine
deutlich höhere Steifigkeit
als die antriebsseitige Festscheibe aufweist.
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Besonders
vorteilhaft kann es sein, wenn der Variator nach dem Doppelkolbenprinzip
aufgebaut ist, wie dies beispielsweise in der
DE 103 54 720.7 beschrieben ist.
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Zur
Lösung
des Problems kann es erforderlich sein, mehr als einen der beeinflussbaren
Parameter zu berücksichtigen
und so z. B. bestimmte Eigenschaften des Öls mit bestimmten mechanischen Ausgestaltungen
zu kombinieren.
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Zur
Lösung
der Aufgabe kann auch ein Kegelscheibenumschlingungsgetriebe beitragen
mit antriebsseitigen und abtriebsseitigen Kegelscheibenpaaren, die
jeweils eine Festscheibe und eine Wegscheibe aufweisen, die jeweils
auf einer antriebsseitigen und einer abtriebsseitigen Welle angeordnet und über ein
Umschlingungsmittel zur Drehmomentübertragung verbindbar sind,
wobei zumindest einer der aufgeführten
Faktoren hinsichtlich der Akustik des Getriebes optimiert wird:
- – Viskoses
bzw. hydraulisches Medium in Form von Öl,
- – Oberflächenbeschaffenheit
der Kontaktbereiche zwischen Kegelscheibe und Umschlingungsmittel,
- – Geometrie
zumindest einer Kegelscheibe,
- – Dämpfung zumindest
einer Kegelscheibe,
- – Führung zumindest
einer Kegelscheibe.
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Dabei
kann es von Vorteil sein, wenn ein Öl mit einem reibgeschwindigkeitsunempfindlichen Reibwert
Verwendung findet. Weiterhin kann es vorteilhaft sein, die Kontaktflächen zwischen
Kegelscheibe und Umschlingungsmittel zu optimieren, z. B. hinsichtlich
ihrer Topographie.
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Von
Vorteil kann es weiterhin sein, mindestens eine steifigkeitsoptimierte
Kegelscheibe und/oder zumindest eine gedämpfte Kegelscheibe vorzusehen.
Es kann sich auch als vorteil haft erweisen, zumindest eine radial
außen
geführte
Kegelscheibe in das Getriebe zu integrieren.
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Des
Weiteren bezieht sich die Erfindung auf ein Fahrzeug mit einem erfindungsgemäßen Getriebe.
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Die
Erfindung wird im Folgenden anhand schematischer Zeichnungen beispielsweise
mit weiteren Einzelheiten erläutert.
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Es
stellen dar:
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1 eine
Teilansicht eines Kegelscheibenumschlingungsgetriebes,
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2 eine
im Wesentlichen der 1 entsprechende Darstellung
einer weiteren Ausführungsform,
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3 und 4 Diagramme über Reibwertzusammenhänge,
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5 und 6 schematische
Ausgestaltungsmöglichkeiten
von Wegscheiben,
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7 schematisch
die unsymmetrische Tellerung einer Kegelscheibe,
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8a ein
Kegelscheibenumschlingungsgetriebe mit geometrisch ähnlichen
Kegelscheibensätzen,
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8b ein
Kegelscheibenumschlingungsgetriebe mit steifigkeitsoptimierten Kegelscheibensätzen,
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9 und 10 Ausführungsbeispiele
abtriebsseitiger Kegelscheibenpaare.
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1 zeigt
nur einen Teil eines Kegelscheibenumschlingungsgetriebes, nämlich den
von einem Antriebsmotor, wie beispielsweise einem Verbrennungsmotor
angetriebenen antriebs- oder
eingangsseitigen Teil des Kegelscheibenumschlingungsgetriebes 1.
Bei einem vollstän dig
ausgeführten
Kegelscheibenumschlingungsgetriebe ist diesem eingangsseitigen Teil
ein komplementär
ausgebildeter abtriebsseitiger Teil des stufenlos einstellbaren Kegelscheibenumschlingungsgetriebes
zugeordnet, wobei beide Teile über
ein Umschlingungsmittel in der Form beispielsweise einer Laschenkette 2 zur Momentenübertragung
miteinander verbunden sind. Das Kegelscheibenumschlingungsgetriebe 1 weist eingangsseitig
eine Welle 3 auf, die bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel
einstückig
mit einer feststehenden Kegelscheibe oder Festscheibe 4 ausgebildet
ist. Diese axial feststehende Kegelscheibe 4 befindet sich
in Axiallängsrichtung
der Welle 3 einer axial verlagerbaren Kegelscheibe oder
Wegscheibe 5 benachbart gegenüber.
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Bei
der Darstellung nach 1 ist die Laschenkette 2 am
antriebsseitigen Kegelscheibenpaar 4, 5 in einer
radial äußeren Stellung
dargestellt, die sich dadurch ergibt, dass die axial verlagerbare
Kegelscheibe 5 in der Zeichnung in Richtung nach rechts
verlagert wird und diese Verlagerungsbewegung der axial verlagerbaren
Kegelscheibe 5 zu einer Bewegung der Laschenkette 2 in
Richtung nach radial außen
führt,
wodurch sich eine Übersetzungsänderung
des Getriebes ins Schnelle ergibt.
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Die
axial verlagerbare Kegelscheibe 5 kann in an sich bekannter
Weise in der Zeichnungsebene auch nach links verlagert werden, wobei
sich in dieser Stellung die Laschenkette 2 in einer radial
inneren Stellung befindet (die mit dem Bezugszeichen 2a versehen
ist), bei der sich eine Übersetzung
des Kegelscheibenumschlingungsgetriebes 1 ins Langsame
ergibt.
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Das
von einem nicht näher
dargestellten Antriebsmotor bereit gestellte Drehmoment wird in
den in 1 dargestellten antriebsseitigen Teil des Kegelscheibenumschlingungsgetriebes über ein
auf der Welle 3 gelagertes Zahnrad 6 eingeleitet,
welches auf der Welle 3 über ein Wälzlager in der Form eines axiale
und radiale Kräfte
aufnehmenden Kugellagers 7 gelagert ist, welches auf der
Welle 3 über eine
Scheibe 8 und eine Wellenmutter 9 festgelegt wird.
Zwischen dem Zahnrad 6 und der axial verlagerbaren Kegelscheibe 5 befindet
sich ein Drehmomentfühler 10 angeordnet,
dem eine mit einer axial feststehenden Spreizscheibe 11 und
einer axial verlagerbaren Spreizscheibe 12 versehene Spreizscheibenkonfiguration 13 zugeordnet
ist. Zwischen den beiden Spreizscheiben 11, 12 sind
Wälzkörper beispielsweise
in der Form der dargestellten Kugeln 14 angeordnet.
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Ein über das
Zahnrad 6 eingeleitetes Drehmoment führt zur Ausbildung eines Drehwinkels
zwischen der axial feststehenden Spreizscheibe 11 und der
axial verlagerbaren Spreizscheibe 12, was zu einer axialen
Verlagerung der Spreizscheibe 12 führt und zwar aufgrund von an
dieser angeordneten Anlauframpen, auf die die Kugeln 14 auflaufen
und so für
einen axialen Versatz der Spreizscheiben zueinander sorgen.
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Der
Drehmomentfühler 10 besitzt
zwei Druckräume 15, 16,
von denen der erste Druckraum 15 für eine Beaufschlagung mit Druckmittel
in Abhängigkeit
von dem eingeleiteten Drehmoment vorgesehen ist und der zweite Druckraum 16 mit
Druckmittel versorgt wird und zwar in Abhängigkeit von der Übersetzung
des Getriebes.
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Zur
Erzeugung der Anpresskraft, mit der die Laschenkette 2 zwischen
der axial feststehenden Kegelscheibe 4 und der axial verlagerbaren
Kegelscheibe 5 mit einer Normalkraft beaufschlagt wird,
ist eine Kolben/Zylindereinheit 17 vorgesehen, die zwei Druckräume 18, 19 besitzt.
Der erste Druckraum 18 dient der übersetzungsabhängigen Veränderung
der Beaufschlagung der Laschenkette 2 und der zweite Druckraum 19 dient
in Verbindung mit dem drehmomentabhängig gesteuerten Druckraum 15 des
Drehmomentfühlers 10 zur
Erhöhung
oder Verringerung der Anpresskraft, mit der die Laschenkette 2 zwischen
den Kegelscheiben 4, 5 beaufschlagt wird.
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Die
Welle 3 besitzt zur Druckmittelversorgung der Druckräume drei
Kanäle 20, über die
von einer nicht dargestellten Pumpe Druckmittel in die Druckräume eingespeist
wird. Über
einen auslassseitigen Kanal 21 kann das Druckmittel aus
der Welle 3 abfließen
und dem Kreislauf wieder zugeführt
werden.
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Die
Beaufschlagung der Druckräume 15, 16, 18, 19 führt zu einer
momenten- und übersetzungsabhängigen Verschiebung
der axial verlagerbaren Kegelscheibe 5 auf der Welle 3.
Die Welle 3 besitzt zur Aufnahme der verlagerbaren Kegelscheibe 5 Zentrierflächen 22,
die als Schiebesitz für
die verlagerbare Kegelscheibe 5 dienen.
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Wie
es anhand der 1 leicht ersichtlich ist, besitzt
das Kegelscheibenumschlingungsgetriebe 1 im Bereich der
Lagerstellen der Kegelscheibe 5 auf der Welle 3 jeweils
eine Geräuschdämpfungseinrichtung 23.
Dazu kann die Geräuschdämpfungseinrichtung
einen Ringkörper
und eine dämpfende
Einlage aufweisen oder nur aus einer dämpfenden Einlage bestehen.
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Die
in 1 verwendeten Bezugszeichen beziehen sich auch
auf die im Wesentlichen vergleichbaren Merkmale der weiteren Figuren.
Die Figuren sind also insofern als Einheit zu betrachten. Der Übersichtlichkeit
halber sind in den weiteren Figuren nur diejenigen Bezugszeichen
verwendet, die über
diejenigen der 1 hinausgehen.
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In 2 ist
nun der mittlere der drei Kanäle 20 in
gegenüber 1 modifizierter
Form ausgestaltet. Es ist ersichtlich, dass diese den zentralen
Kanal 20 bildende Bohrung 24, die als Sacklochbohrung von
der 1 und 2 rechts dargestellten Seite gefertigt
wird, deutlich kürzer
ausgeführt
ist als in 1. Derartige Sacklochbohrungen
sind aufwendig in der Herstellung und erfordern einen sehr hohen Genauigkeitsgrad
in der Fertigung. Der Herstellungsaufwand sowie die Anforderungen
hinsichtlich der Prozesssicherheit steigen dabei überproportional
mit der Länge.
Die Verkürzung
einer derartigen Bohrung wirkt sich also günstig z. B. auf die Herstellkosten aus.
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Im
Bereich des Grundes dieser Bohrung 24 zweigt die Querbohrung 25 ab,
von denen mehrere am Umfang verteilt angeordnet sein können. Im
dargestellten Fall ist diese Querbohrung 25 als radiale Bohrung
dargestellt; sie kann jedoch auch in einem anderen Winkel als Schrägbohrung
gefertigt werden. Die Bohrung 25 durchdringt die Mantelfläche der Welle 3 an
einer Stelle, die unabhängig
vom Betriebszustand, also z. B. von der eingestellten Übersetzung,
in einem Bereich liegt, der stets von der Wegscheibe 5 überdeckt
wird.
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Durch
das Verlegen der Querbohrung 25 in den Überdeckungsbereich der Wegscheibe 5 kann die
Welle 3 axial kürzer
ausgeführt
werden, wodurch Bauraum eingespart werden kann. Außerdem kann sich
durch die Verkürzung
der Welle 3 auch eine Belastungsreduzierung ergeben.
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Die
Mündung
des Kanals bzw. der Querbohrung 25 kann dabei beispielsweise
im Bereich der Ausdrehung 26, der der Zentrierfläche 22 der
Welle benachbart ist, angeordnet werden. Dies kann insbesondere
vorteilhaft sein, wenn die Verzahnung 27, die die Wegscheibe 5 axial
verschiebbar jedoch drehfest mit der Welle 3 verbindet,
beispielsweise durch die Drehmomentübertragung hoch beansprucht
ist.
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In
vielen Fällen
wird jedoch die Belastung der Verzahnung 27 nicht das kritischste
Auslegungskriterium sein, so dass die Mündung der Bohrung 25 in den
Bereich dieser Verzahnung gelegt werden kann, wie dies in 2 dargestellt
ist. Durch die Anordnung der Querbohrung 25 in der Verzahnung 27 anstatt
in der Ausdrehung 26, ergibt sich ein Vorteil dadurch, dass
ein größeres Widerstandsmoment
vorliegt, wodurch die Biegespannung in der Randfaser verringert wird.
Außerdem
ist das Flächenträgheitsmoment
an dieser Stelle größer, während die
kritische Faser die durch die Querbohrung 25 gestört ist,
auf etwa gleich bleibendem Radius bleibt. Hierdurch ergibt sich
eine deutliche Verringerung der Spannungen im kritischen Bereich
um die Mündung
der Querbohrung 25 zwischen den Zähnen der Verzahnung 27.
Die Versorgung mit Hydraulikfluid ist bei den 1 und 2 identisch,
da die Druckräume 15 und 19 miteinander in
Verbindung stehen und die Wegscheibe 5 Verbindungsbohrungen 28 aufweist,
die den Bereich der Verzahnung 27 mit dem Druckraum 19 verbinden.
In den Figuren ist die Wegscheibe 5 in ihrer äußersten linken
Stellung die der Anfahrübersetzung
bzw. dem Underdrive entspricht, dargestellt. Wird die Wegscheibe 5 nun
nach rechts in Richtung der Festscheibe 4 verschoben, so
befindet sich stets ein Teil des Hohlraums bzw. der Kammer 29 über der
Mündung der
Querbohrung bzw. des Kanal 25, so dass die erforderliche
Fluidversorgung ebenso wie in 1 stets
gewährleistet
ist. Wie auch in 1 gibt es für den Druckraum 16 zwei
Schaltzustände,
die von der axialen Position der Wegscheibe 5 abhängen. In
der dargestellten Stellung sind die Steuerbohrungen 30 freigelegt,
so dass der damit in Verbindung stehende, mit einem Stopfen 31 axial
verschlossene Kanal 20 und der mit ihm über einen nicht dargestellten
Kanal in Verbindung stehende Druckraum 16 drucklos sind bzw.
lediglich Umgebungsdruck aufweisen. Wird nun die Wegscheibe 5 auf
die Festscheibe 4 zu bewegt, so überfährt sie die Steuerbohrungen 30,
wobei ab einem bestimmten Weg die Kammer 29 über den Mündungen
der Steuerbohrungen 30 zu liegen kommt. In der Kammer 29 herrscht
jedoch ein vom Moment abhängiger
hoher Druck, der dann über
die Steuerbohrungen 30 und den Kanal 20 auch in
die Druckkammer 16 gebracht wird, so dass dort auch hoher
Druck anliegt. Auf diese Weise werden zwei Schaltzustände realisiert,
die die Anpresskraft übersetzungsabhängig steuern.
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Weiterhin
ist in 2 eine Tellerfeder 32 vorgesehen, die
im drucklosen Zustand des Getriebes 1 die Wegscheibe 5 in
eine vorbestimmte axiale Position bringt, wodurch eine Übersetzung
des Getriebes 1 eingestellt werden kann, die eine übermäßige Belastung,
beispielsweise beim Abschleppen des Fahrzeugs, verhindert.
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Die 3 zeigt
zwei Diagramme, die den Reibwertverlauf über der Gleitgeschwindigkeit
abhängig
von der Kontaktpressung zeigen. Dabei ist jeweils auf der Abszisse
die Gleitgeschwindigkeit und auf der Ordinate der Reibwert dargestellt.
Die gestrichelte Linie ist als Bezugswert zu sehen und repräsentiert
einen Reibbeiwert, der beispielsweise bei μ = 0,12 liegen kann. Wie aus
beiden Figuren zu entnehmen ist, ist der Reibwert eine Funktion
der Gleitgeschwindigkeit, wobei dieser mit zunehmender Gleitgeschwindigkeit
tendenziell abnimmt.
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Wie
oben bereits ausgeführt,
führt beispielsweise
bei Kupplungen ein mit wachsender Gleitgeschwindigkeit fallender
Reibwert zu Rupfen und damit zur Komfortminderung. Es ist daher
anzustreben, diesen Reibwertabfall über der Geschwindigkeit möglichst
gering zu halten.
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Der
in 3 dargestellte Verlauf tritt an der Kontaktstelle
zwischen den Wiegedruckstücken
der Kette und den mit ihnen zusammen wirkenden Kontaktflächen der
Kegelscheiben auf. Die Kette bzw. das Umschlingungsmittel ist dabei
sowohl in Laufrichtung durch das zu übertragende Drehmoment belastet,
als auch quer zur Laufrichtung hauptsächlich durch die Anpresskraft.
Diese Anpresskraft muss dabei so gewählt werden, dass das zu übertragende Drehmoment
mit hinreichender Sicherheit gegen Durchrutschen auf den weiteren
Scheibensatz gebracht werden kann.
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Der
jeweilige Abstand der Kurven in Ordinatenrichtung repräsentiert
die Streubreite des Reibwerts in Abhängigkeit von der Anpressung
bzw. Kontaktpressung. Dabei steht die untere Linie für niedrige Kontaktpressung
und die jeweils obere für
eine hohe Kontaktpressung.
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Beim
Vergleich der bisherigen Ausführungsform
gemäß dem oberen
Diagramm und der erfindungsgemäßen Ausführungsform
gemäß unterem Diagramm
fällt auf,
dass zunächst
der Streubereich, den die jeweils zwei Kurven begrenzen, kleiner
ist, woraus sich eine geringere Abhängigkeit des Reibwerts von
der gerade anliegenden Kontaktpressung bzw. Anpressung ergibt. Anders
ausgedrückt,
ist die Ausführungsform
gemäß der Erfindung
(unteres Diagramm) unempfindlicher gegenüber Kontaktpressungsänderungen.
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Weiter
ist der 3 zu entnehmen, dass die Kurven
im unteren Diagramm flacher verlaufen, woraus sich ergibt, dass
die Reibwertabhängigkeit
von der Gleitgeschwindigkeit geringer ist. Durch diesen flacheren
negativen Gradienten des Reibwertes über der Gleitgeschwindigkeit,
wird ein stabileres Verhalten des Reibbeiwerts erreicht. Dabei ist
es weniger problematisch, wenn sich die Kurven quasi parallel von
oben nach unten oder umgekehrt verschieben, als wenn diese sich
in ihrer Neigung ändern
würden, da
jede Neigungsänderung
eine größere Abhängigkeit
des Reibwerts von der Gleitgeschwindigkeit repräsentiert.
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Ein
derartig klar definierter Reibwertverlauf über der Gleitgeschwindigkeit
und über
der Kontaktpressung, wie im unteren Diagramm der 3 dargestellt,
ergibt eine Unterdrückung
der Schwingung, die durch den Reibwertverlauf des Stahl-Stahl-Kontaktes
zwischen Band bzw. Kette und Kegelscheiben erregt wird. Durch den
Einsatz eines entsprechenden Öls
mit einem derartigen Reibwertverlauf kann die Schwingung unmittelbar
am Ort ihrer Entstehung bekämpft
werden.
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Die
Diagramme in 4 sind im Wesentlichen aufgebaut
wie diejenigen in 3, zeigen jedoch nicht die Abhängigkeit
vom verwendeten Öl, sondern
diejenige von den Oberflächenkennwerten. Das
in Verbindung mit 3 hinsichtlich Interpretation
und Verbesserung Dargelegte gilt auch für 4, d. h.
das untere Diagramm dokumentiert eine signifikante Verbesserung
der Verhältnisse.
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Das
obere Diagramm der 4 zeigt die Verhältnisse
an einer polierten Oberfläche,
während das
untere Diagramm der Figur den Reibwert in Abhängigkeit von Gleitgeschwindigkeit
und Kontaktpressung bei erfindungsgemäßen Oberflächenkennwerten darstellt. Diese
Oberflächenkennwerte
sind z. B. durch einen Finishingprozess herstellbar, wobei die Reibparameter
den richtigen Verlauf haben und diesen auch über längere Laufzeit behalten. So
treten beispielsweise Geräuschphänomene bei
glatteren Oberflächen
sofort auf, während
sie bei raueren Oberflächen
später
günstigstenfalls
nie auftreten. Eine derartige Verbesserung hinsichtlich des Geräuschverhaltens
ist auch erzielbar durch die Reduzierung der Anpresskraft bzw. Kontaktpressung.
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Untersuchungen
mit Simulationen und Messungen zeigten, dass das Schwingverhalten
und damit das Geräuschverhalten
durch eine erhöhte
Kippsteifigkeit der axial beweglichen Scheiben oder Wegscheiben
positiv beeinflusst wird, wobei dies insbesondere, jedoch nicht
ausschließlich,
im Hinblick auf die abtriebsseitige Wegscheibe zutrifft. Generell
ergab sich, dass eine erhöhte
Biegesteifigkeit, mit der das Aufklaffen der Kegelscheiben, insbesondere
des abtriebsseitigen Kegelscheibensatzes, reduziert wird, die hinsichtlich
des Geräusches
bedeutsame Schwingungsamplitude verringert. Ein vergleichbarer Effekt
kann durch eine erhöhte
Dämpfung
an dieser Stelle erreicht werden.
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In
den 5 und 6 sind nun schematisch Profile
jeweils einer Wegscheibe dargestellt, wobei jeweils nur die obere
Hälfte
des rotationssymmetrischen Profils gezeigt ist.
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Die 5 zeigt
in den schematischen Ausführungsbeispielen
a) bis e) jeweils eine Versteifung der Scheibe selbst. Dabei ist
in den 5 und 6 schematisch jeweils ein Teil
der abtriebsseitigen, axial beweglichen Scheibe bzw. Wegscheibe 33 dargestellt,
wobei vergleichbare Gestaltungen auch auf die antriebsseitige Wegscheibe 5 übertragen
werden können.
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Die
in 5a dargestellte Wegscheibe 33 weist
in ihrem dem Umschlingungsmittel 2 abgewandten Bereich
mehrere über
den Umfang verteilt angeordnete Versteifungsrippen 34 auf,
die ein Wegdrücken
des radial nach außen
ragenden Teils der Scheibe 33 unter Axiallast reduzieren
oder günstigstenfalls
verhindern, wodurch einem Aufklaffen des Scheibenpaares entgegengewirkt
wird.
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Die
Wegscheibe 33 gemäß 5b weist eine Ausgestaltung auf, bei der
der radial nach außen ragende
Bereich der Wegscheibe 33 derart verstärkt wird, dass dessen Wandstärke nach
radial außen
hin zunimmt. Dies wird durch eine entsprechende Gestaltung der dem
Umschlingungsmittel 2 abgewandten Kontur der Scheibe erreicht.
Der hier stetig dargestellte Verlauf dieser Kontur kann auch so
abgewandelt werden, dass die Wandstärke in mehreren Stufen zunimmt.
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Zur
Versteifung der Wegscheibe 33 in axialer Richtung kann
auch radial außen
ein Versteifungskragen 35 angebracht sein, wie dies in 5c dargestellt ist. 5d zeigt
zusätzlich
zum radial außen angeordneten
Verstreifungskragen 35 einen weiteren Versteifungskragen 36,
der radial weiter innen angeordnet ist und somit gegebenenfalls
auch als Trennung zwischen zwei Druckkammern dienen kann.
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In
den 5c und 5d sind
die Versteifungskrägen 35 und 36 als
separate Teile bzw. Kreisringe dargestellt, die mit der Wegscheibe 33 zu
verbinden sind. 5e zeigt nun eine
Möglichkeit,
den Versteifungskragen 35 und/oder den Versteifungskragen 36 einstückig mit
der Wegscheibe 33 auszuführen, wobei in vorteilhafter
Weise eine fertigungsgerechte Gestaltung Berücksichtigung finden kann.
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In
den 5f und 5g ist
eine Versteifung der Anbindung der Scheibe an die Welle gezeigt.
Hier ist zunächst
einmal die Nabe 37 der Wegscheibe 33 mit dem nach
radial außen
ragenden Teil der Wegscheibe 33 über einen Versteifungsring 38 verbunden,
so dass eine Verformung dieses Bereiches zumindest vermindert wird.
Weiterhin sind wiederum Versteifungsrip pen 34 vorgesehen,
die einerseits mit dem Versteifungsring 38 und andererseits
mit der Nabe 37 der Wegscheibe 33 verbunden sind.
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In
den 6a bis 6e sind
prinzipielle Dämpfungsmöglichkeiten
für die
abtriebsseitige, axial bewegliche Scheibe oder Wegscheibe 33 dargestellt, die
jedoch auch auf die antriebsseitige, axial bewegliche Scheibe oder
Wegscheibe 5 anwendbar sind.
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6a zeigt zunächst eine Unterteilung der Nabe 37 in
einzelne Lamellen, wobei dieses Lamellenpaket durch den Anpressdruck,
der über
das hydraulische Medium aufgebracht wird, zusammengepresst wird
und somit eine Dämpfung
bewirkt.
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In 6b ist zusätzlich der Versteifungskragen 35 als
Lamellenpaket ausgeführt,
das wiederum durch den Anpressdruck zusammengepresst wird. Gemäß 6c kann auch der radial weiter innen liegende
Versteifungskragen 36 als Lamellenpaket ausgeführt sein,
wobei dieser Versteifungskragen 36 wiederum als Trennung
zwischen unterschiedlichen Druckkammern herangezogen werden kann.
Alternativ kann bei einer Ausführungsform
gemäß 6c auch die Nabe 37 wieder in
einzelne Lamellen unterteilt sein.
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In
den 6d und 6e sind
jeweils Federn 39 gezeigt, die durch zusätzliche
radiale Anpressung die Reibung zwischen den einzelnen Lamellenzylindern erhöhen, wodurch
gleichzeitig die Dämpfungswirkung
gesteigert wird. Auch in 6e wäre es möglich, die
Nabe 37 als Lamellenpaket auszuführen.
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In
den 6f und 6g ist
ein anderer Lösungsansatz
gezeigt, der darin besteht, die Richtung des Verkippens der Wegscheibe
zu verändern.
Bei der üblichen
Führung
der Wegscheibe über
ihren radial inneren Bereich bzw. über ihre Nabe 37 zeigt
der radial äußere Bereich
dieser Wegscheibe die größte Auslenkung
in Kipprichtung. Um diesem zu begegnen, ist es prinzipiell möglich, die
Wegscheibe außen zu
führen,
so dass diese mit radial äußeren Bereichen
an der Außenführung 40 anliegt
und somit dort nicht ausweichen kann. Ein Verkippen würde dann
im radial inneren Bereich der Wegscheibe 33 anliegen, wogegen
wieder Maßnahmen
wie beschrieben ergriffen werden könnten. Dabei ist jedoch zu
beachten, dass ein Verkanten bzw. Verspannen der Wegscheibe 33 zwischen
den Führungen
vermieden wird.
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In 7 ist
schematisch die abtriebsseitige Wegscheibe 33 dargestellt,
wobei an der antriebsseitigen Wegscheibe 5 vergleichbare
Effekte auftreten. Die bezüglich
der abtriebsseitigen Wegscheibe 33 getroffenen Aussagen
gelten somit auch für
die antriebsseitige Wegscheibe 5; der Übersichtlichkeit halber werden
die Vorgänge
und Merkmale nachfolgend lediglich anhand der Wegscheibe 33 beschrieben.
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Die
Wegscheibe 33 besteht aus zwei Hauptbereichen, nämlich aus
dem Kegelscheibenteller 42 und dem Kegelscheibenhals bzw.
der Nabe 37. Die Wegscheibe 33 ist drehfest, jedoch
axial verschiebbar auf der abtriebsseitigen Welle 41 gelagert
und überträgt so das
vom Umschlingungsmittel 2 eingebrachte Drehmoment auf den
Abtrieb, also beispielsweise über
ein Differentialgetriebe und daran angeflanschte Antriebswellen,
letztlich auf die Antriebsräder
des Kraftfahrzeugs.
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In 7 sind
unmaßstäblich zwei
Konturen der Wegscheibe 33 dargestellt, nämlich die
Kontur A, die den nicht verformten, unbelasteten Zustand darstellt,
und andererseits die Kontur B, die den unter der Einwirkung der
Kraft F sich ergebenden, verformten Zustand repräsentiert. Hierzu ist festzustellen, dass
der unbelastete, nicht verformte Zustand gemäß Kontur A, wie sich aus der
Skizze ergibt, rotationssymmetrisch ist.
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Die
durch den oben radial außen
angeordneten Pfeil dargestellte Kraft F ist die Reaktionskraft des Umschlingungsmittels
auf die oben beschriebene Summe der Anpresskräfte zur Drehmomentübertragung
und Übersetzungsverstellung
des Getriebes. Im Angriffspunkt der dargestellten Kraft F sowie
entlang eines bogenförmigen
Segments, das sich über Teile
des Umfangs der Wegscheibe 33 erstreckt, liegt also das
Umschlingungsmittel 2 an, während auf der gegenüber liegenden
Seite (unten dargestellt) das Umschlingungsmittel 2 von
der Wegscheibe 33 nicht berührt wird, da das Umschlingungsmittel 2 sich
in Richtung auf den komplementären
Scheibensatz zu erstreckt.
-
Wie
sich aus 7 ergibt, resultiert die Konturänderung
von Kontur A nach Kontur B nicht nur aus einer Verformung des Kegelscheibentellers 42, sondern
auch aus einem Verkippen der gesamten Kegelscheibe 33.
Würde lediglich
eine Verformung des Kegelscheibentellers 42 auftreten,
wären Kontur A
und Kontur B auf der unten dargestellten, unbelasteten Seite praktisch
identisch.
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Aus
der Darstellung ergibt sich jedoch, dass auf der belasteten Seite
die verformte Kontur B in Richtung der auf sie einwirkenden Kraft
F ausgelenkt wird (in der Figur nach rechts), während sie auf der unbelasteten
Seite in die der Kraft F entgegen gerichtete Richtung (in 7 nach
links) ausgelenkt wird.
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Diese
Auslenkung resultiert aus dem Verkippen der gesamten Wegscheibe 33,
da zum einen der Kegelscheibenhals bzw. die Nabe 37 ebenfalls
nur eine begrenzte Steifigkeit aufweist und zum anderen durch die
axiale Verschiebbarkeit der Kegelscheibe bzw. Wegscheibe 33 diese
nicht auf ihrer gesamten, mit der Welle 41 zusammenwirkenden
Länge geführt werden
kann. Außerdem
ist für
die axiale Bewegbarkeit ein gewisses Führungsspiel zwischen der Nabe 37 und
der Welle 41 erforderlich, das jedoch andererseits ein
Verkippen der Wegscheibe 33 fördert. Dabei ist das Verkippen
umso ausgeprägter,
je größer das Spiel
ausgeführt
wird.
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Sowohl
die Verformung als auch das Verkippen ergibt sich aus dem aus der
Kraft F resultierenden, bezüglich
der jeweiligen Kegelscheibe umlaufenden Biegemoment, das sich (bei
gleich bleibender Kraft) mit zunehmendem Radius, auf dem das Umschlingungsmittel 2 läuft, erhöht.
-
Durch
dieses Verkippen und die ungleichmäßige Verformung der Wegscheibe 33 sowie
die ungleichmäßige Lastaufteilung
innerhalb des Umschlingungsmittels 2 wird dem Umschlingungsmittel 2 beim Durchlauf
der Umschlingung auf der Kegelscheibe eine radiale Bewegung aufgezwungen,
wobei sich die Kette bzw. das Umschlingungsmittel 2 radial
nach innen in Richtung der Welle 41 bewegt. Abhängig von Last
und Verformungen steigen die Reibkräfte und Reibwege, die hierbei
entstehen, stark an. Hierdurch ergibt sich ein schlechterer Wirkungsgrad
sowie ein erhöhter
Verschleiß an
den zusammenwirkenden Oberflächen.
Weiterhin wurde festgestellt, dass dies ein Anregungsmechanismus
für Reibschwingungen ist,
die wiederum durch Körperschallanregungen
Geräusche
erzeugen können.
-
In
den 8a und 8b ist
jeweils der Variator 43 dargestellt mit dem antriebsseitigen
Kegelscheibensatz 44 und dem abtriebsseitigen Kegelscheibensatz 45,
wobei in 8b ein gegenüber einem Variator 43 gemäß 8a steifigkeitsoptimierter Variator 43 dargestellt
ist.
-
Der
antriebsseitige Kegelscheibensatz 44 weist jeweils eine
Festscheibe 4 und eine Wegscheibe 5 auf, die über ein
Umschlingungsmittel in Form einer Laschenkette 2 mit der
jeweili gen Wegscheibe 33 und Festscheibe 46 des
abtriebsseitigen Scheibensatzes 45 verbunden sind.
-
Die
in den 8a und 8b verwendeten Bezugszeichen 47 bis 56 haben
folgende Bedeutung:
-
- 47
- antriebsseitiger
Wegscheibenhalsdurchmesser
- 48
- abtriebsseitiger
Wegscheibenhalsdurchmesser
- 49
- antriebsseitige
Wegscheibentellerbreite
- 50
- antriebsseitige
Festscheibentellerbreite
- 51
- abtriebsseitige
Festscheibentellerbreite
- 52
- abtriebsseitige
Wegscheibentellerbreite
- 53
- Länge des
antriebsseitigen, kleinen Schiebesitzes
- 54
- Länge des
antriebsseitigen, großen
Schiebesitzes
- 55
- Länge des
abtriebsseitigen, großen
Schiebesitzes
- 56
- Länge des
abtriebsseitigen, kleinen Schiebesitzes.
-
Bei
dem Variator 43 gemäß 8a sind
die antriebsseitigen und abtriebsseitigen Wegscheibenhalsdurchmesser 47 und 48 praktisch
gleich ausgeführt,
weisen also vergleichbare Durchmesser und somit vergleichbare Festigkeit
auf. Weiterhin ist festzustellen, dass die antriebsseitigen und
abtriebsseitigen Wegscheiben- und Festscheibentellerbreiten 49, 50, 51 und 52 etwa
vergleichbar groß ausfallen,
so dass die geometrische Ausgestaltung der jeweiligen Kegelscheiben 4, 5, 33 und 46 und
damit auch deren Festigkeit in vergleichbarer Größenordnung liegt. Auch die
an- und abtriebsseitigen großen
und kleinen Schiebesitze 53, 54, 55 und 56 sind
in ihrer Länge vergleichbar
ausgeführt,
so dass auch diesbezüglich geometrisch
vergleichbare Verhältnisse
herrschen, insbesondere was die Abstützung der jeweiligen Wegscheibe
auf der mit ihr verbundenen Welle betrifft.
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Hiervon
abweichend ist der steifigkeitsoptimierte Variator 43 gemäß 8b gestaltet.
Der abtriebsseitige Wegscheibenhalsdurchmesser 48 ist deutlich
größer ausgeführt als
der antriebsseitige Wegscheibenhalsdurchmesser 47, wobei
der abtriebsseitige Wegscheibenhalsdurchmesser gleichzeitig als
Führungsdurchmesser
für die
auf ihm angeordnete Druckfeder 57 ausgeführt ist.
Die Druckfeder 57 ist in 8b zylindrisch
dargestellt, während
sie gemäß 8a auch
tailliert ausgeführt
sein kann. Eine kegelige Ausgestaltung der Druckfeder 57 ist ebenfalls
möglich.
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Aus
dem vergrößerten abtriebsseitigen
Wegscheibenhalsdurchmesser 48 ergibt sich eine erhöhte Steifigkeit
der abtriebsseitigen Wegscheibe 33, da dadurch ein erhöhtes Widerstandsmoment
gegen Biegung erreicht wird.
-
Weiterhin
ergibt sich aus der Darstellung gemäß 8b, dass
der abtriebsseitige Kegelscheibensatz 45 deutlich steifer
ausgeführt
ist, als der antriebsseitige Kegelscheibensatz 44. Ein
Vergleich zeigt, dass die abtriebsseitige Festscheibentellerbreite 51 größer ist
als die antriebsseitige Festscheibentellerbreite 50. Weiterhin
ist die abtriebsseitige Wegscheibentellerbreite 52 erheblich
größer als
die antriebsseitige Wegscheibentellerbreite 49. Auch die
jeweilige abtriebsseitige Schiebesitzlänge des großen und des kleinen Schiebesitzes 55 und 56 liegt
erheblich über
der Länge
der entsprechenden Schiebesitze des antriebsseitigen Scheibensatzes 44,
die mit den Bezugsziffern 53 und 54 versehen sind.
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Hieraus
ergibt sich eine erhöhte
Steifigkeit des abtriebsseitigen Scheibensatzes 45 gegenüber dem
antriebsseitigen Scheibensatz 44, zum einen aus der Festigkeit
der Kegelscheiben 33 und 46, aufgrund deren üppigerer
Dimensionierung. Zum anderen ergibt sich aufgrund der besseren Abstützung über die
gesteigerten Schiebesitzlängen 55 und 56 eine
bessere Absicherung gegenüber
dem Verkippen unter Belastung durch das Zugmittel 2.
-
Zur
weiteren Erhöhung
der Kippsteifigkeit kann das Spiel, mit dem die Wegscheibe 33 auf
den Schiebesitzen 55, 56 auf der Welle axial verlagerbar, jedoch
drehfest, gelagert ist, minimiert werden, um somit ebenfalls einer
Kipptendenz der Wegscheibe 33 entgegen zu wirken.
-
Zusammengefasst
dienen folgende Gestaltungen zur Steifigkeitsoptimierung des Variators 43:
- – abtriebsseitiger
Scheibensatz 45 wird durch die Geometrie der Kegelscheiben 33 und 46 gegenüber dem
antriebsseitigen Kegelscheibensatz 44 verstärkt,
- – die
Wegscheiben 33 und 5 werden gegenüber den
Festscheiben 4 und 46 verstärkt,
- – die
Schiebesitzlängen 55 und 56 werden
abtriebsseitig gegenüber
den antriebsseitigen Schiebesitzlängen 54 und 53 vergrößert,
- – der
abtriebsseitige Wegscheibenhaltsdurchmesser 48 wird gegenüber dem
antriebsseitigen Wegscheibenhalsdurchmesser 47 vergrößert,
- – Ausgestaltung
des abtriebsseitigen großen Schiebesitzes 55 der
Wegscheibe 33 so, dass er in Underdrive-Position (bei radial
außen
laufendem Umschlingungsmittel 2) eine möglichst große Führungslänge aufweist.
-
Prinzipiell
wäre es
zwar möglich,
den gesamten Variator 43 entsprechend zu modifizieren,
also mit massiveren Kegelscheiben und vergrößerten Schiebesitzlängen etc.
zu versehen, jedoch werden z. B. durch den zur Verfügung stehenden
Bauraum und das Gewicht des Getriebes Grenzen gesetzt.
-
9 zeigt
zwei Ausgestaltungsmöglichkeiten
des abtriebsseitigen Kegelscheibensatzes
45, wobei in der
unteren Hälfte
ein nach dem Einfachkolbenprinzip aufgebauter Scheibensatz dargestellt
ist, während
in der oberen Hälfte
ein nach dem Doppelkolbenprinzip aufgebauter Scheibensatz dargestellt ist,
wie er beispielsweise in der
DE
103 54 720.7 beschrieben ist.
-
Beim
Doppelkolbenprinzip stehen für
die Anpressung und die Verstellung getrennte Kolben zur Verfügung, während beim
Einfachkolbenprinzip lediglich eine Kolben-/Zylinder-Einheit die
entsprechende Kraft in den Scheibensatz einleitet.
-
Der
grundlegende Aufbau des Scheibensatzes 45 gemäß 9 ist
wie bisher insbesondere in Zusammenhang mit 8b beschrieben.
Für die Ausgestaltung
hinsichtlich der Festigkeitsoptimierung gilt das bereits oben Angeführte.
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Gegenüber den
bisher beschriebenen Ausführungsformen
weist hier die Druckfeder 57 einen größeren Durchmesser auf, wodurch
ihr Angriffspunkt an der Wegscheibe 33 radial weiter außen zu liegen
kommt. Aus dieser Anordnung ergibt sich unter anderem der Vorteil,
dass mehr Bauraum zur Verfügung
steht, um den Kegelscheibenhals bzw. die Nabe 37 aufzudicken
bzw. geometrisch stärker
auszubilden und im Durchmesser zu vergrößern. Der hieraus sich ergebende
Festigkeitsgewinn ist bereits oben beschrieben. Beim in 9 oben
dargestellten Doppelkolbenprinzip ergibt sich hieraus eine geänderte Anordnung
der Druckfeder 57 dahingehend, dass diese vom radial inneren
Druckraum in den radial äußeren Druckraum
verschoben wird. Das die Druckfeder 57 radial innen stützende Blechteil 58 ist fest
mit der Wegscheibe 33 verbunden und dient mit seiner der
Feder 57 abgewandten Seite als Dichtungslaufbahn für die Dichtung 59.
Diese Dichtungslaufbahn kann jedoch auch, wie beispielsweise in
Zusammenhang mit 8 dargestellt, einstückig mit der
Wegscheibe 33 ausgebildet sein. Dieses einstückig mit
der Wegscheibe 33 ausgebildete Teil würde dann wiederum mit seinem
radial äußeren Bereich die
Druckfeder 57 radial innen haltern. Bei innenliegender
Druckfeder 57 kann dieses Teil radial innen und außen jeweils
eine Dichtungslaufbahn bilden.
-
10 zeigt
weitere Ausgestaltungsmöglichkeiten
des abtriebsseitigen Kegelscheibensatzes 45, auf den insbesondere
hinsichtlich der Steifigkeitsoptimierung das bisher Beschriebene
ebenfalls zutrifft. Die abtriebsseitige Wegscheibe 33 ist,
wie bisher beschrieben, zunächst über zwei
Schiebesitze 55 und 56 auf der Welle 41 abgestützt. Gegenüber den bisher
gezeigten Ausführungsformen
ist die Fliehölhaube 60 deutlich
verstärkt
und massiver ausgeführt, so
dass die Wegscheibe 33 zusätzlich über den Schiebesitz 62 auf
dem Flanschteil 61 abgestützt ist. Sollte eine Abdichtung
im Bereich dieses Schiebesitzes 62 erforderlich sein, so
kann dies durch die Dichtung 63 (10 oben)
erfolgen. Somit weist die Wegscheibe 33 drei Schiebesitze 55, 56 und 62 auf, über die
sie gegenüber
der Welle abgestützt
ist. Eine derartige Abstützung
weist eine weit erhöhte
Steifigkeit auf, so dass auch eine derartige Ausgestaltung zur Lösung der
der Erfindung zugrunde liegenden Aufgabe beiträgt.
-
- 1
- Kegelscheibenumschlingungsgetriebe
- 2
- Laschenkette
- 2a
- radial
innere Stellung der Laschenkette
- 3
- Welle
- 4
- Festscheibe
- 5
- Wegscheibe
- 6
- Zahnrad
- 7
- Kugellager
- 8
- Scheibe
- 9
- Wellenmutter
- 10
- Drehmomentfühler
- 11
- axial
feststehende Spreizscheibe
- 12
- axial
verlagerbare Spreizscheibe
- 13
- Spreizscheibenkonfiguration
- 14
- Kugeln
- 15
- erster
Druckraum
- 16
- zweiter
Druckraum
- 17
- Kolben-/Zylindereinheit
- 18
- erster
Druckraum
- 19
- zweiter
Druckraum
- 20
- (drei)
Kanäle
(Einspeisung)
- 21
- Kanal
(auslassseitig)
- 22
- Zentrierfläche
- 23
- Geräuschdämpfungseinrichtung
- 24
- (zentrale)
Bohrung
- 25
- Querbohrungen)
- 26
- Ausdrehung
- 27
- Verzahnung
- 28
- Verbindungsbohrungen
- 29
- Hohlraum/Kammer
- 30
- Steuerbohrungen
- 31
- Stopfen
- 32
- Tellerfeder
- 33
- Wegscheibe
(abtriebsseitig)
- 34
- Versteifungsrippe
- 35
- Versteifungskragen
(außen)
- 36
- Versteifungskragen
(innen)
- 37
- Nabe
- 38
- Versteifungsring
- 39
- Feder
- 40
- Außenführung
- 41
- Welle
(abtriebsseitig)
- 42
- Kegelscheibenteller
- 43
- Variator
- 44
- antriebsseitiger
(Kegel-) Scheibensatz
- 45
- antriebsseitiger
(Kegel-) Scheibensatz
- 46
- Festscheibe
abtriebsseitig
- 47
- Wegscheibenhalsdurchmesser
antriebsseitig
- 48
- Wegscheibenhalsdurchmesser
abtriebsseitig
- 49
- Breite
des Wegscheibentellers antriebsseitig
- 50
- Breite
des Festscheibentellers antriebsseitig
- 51
- Breite
des Festscheibentellers abtriebsseitig
- 52
- Breite
des Wegscheibentellers abtriebsseitig
- 53
- Schiebesitzlänge klein
antriebsseitig
- 54
- Schiebesitzlänge groß antriebsseitig
- 55
- Schiebesitzlänge groß abtriebsseitig
- 56
- Schiebesitzlänge klein
abtriebsseitig
- 57
- Druckfeder
- 58
- Blechteil
(Dichtungslaufbahn)
- 59
- Dichtung
- 60
- Fliehölhaube
- 61
- Flanschteil
- 62
- Schiebesitz
- 63
- Dichtung