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Die Erfindung betrifft ein Wechselgetriebe, bei
dem im Kraftfluß zwischen
einer Eingangswelle und einer Ausgangswelle ein stufenloses Toroidgetriebe
angeordnet ist, gemäß ausgewählten Merkmalen
des Patentanspruchs 1.
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Bei stufenlosen Wechselgetrieben
erfolgt die Übertragung
eines Antriebsmomentes über
reibschlüssige
Verbindungen von Getriebeelementen unter Veränderung des Reibradius. Hierzu
ist die Aufbringung einer bestimmten Anpresskraft erforderlich, damit
die notwendigen Reibkräfte übertragen
werden können.
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Für
infolge der veränderten
Kontaktbedingungen vom Gegenstand der vorliegenden Erfindung abweichende
stufenlose Umschlingungsgetriebe ist es aus der
DE-OS 28 53 028 bekannt, die Anpresskraft
zum einen mittels eines potentiellen Energiespeichers, hier eine
Feder, aufzubringen. Die Feder gewährleistet hierbei eine Grundanpressung
der beteiligten Reibpartner. Zum anderen wird eine weitere Komponente
der Anpresskraft durch einen druckmittelbetätigten Kraftgeber gewährleistet,
hier ein Zylinder-Kolben-Aggregat.
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Aufgabe der vorliegenden Erfindung
ist es, ein Wechselgetriebe mit einem stufenlosen Toroidgetriebe
vorzuschlagen, welches über,
insbesondere hinsichtlich der Variabilität der Anpresskraft, optimierte
Mittel zur Aufbringung der Anpresskraft verfügt.
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Die der Erfindung zugrundeliegende
Aufgabe wird gelöst
durch die Merkmale des Patentanspruchs 1. Bei dem Wechselgetriebe
ist im Kraftfluss zwischen einer Eingangswelle und einer Ausgangswelle
ein stufenloses Toroidgetriebe angeordnet. Neben diesem Toroidgetriebe
können
weitere Getriebegruppen in dem Wechselgetriebe vorgesehen sein. Insbesondere
handelt es sich bei dem Wechselgetriebe um ein leistungsverzweigtes
Getriebe, beispielsweise mit mehreren Fahrbereichen.
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Das stufenlose Toroidgetriebe verfügt über mindestens
eine Antriebstorusscheibe, eine Abtriebstorusscheibe und einen Roller,
der zwischen Antriebs- und Abtriebstorusscheibe mit einer Anpresskraft
eingespannt ist. Mittels des Rollers erfolgt eine Übertragung
eines Antriebsmomentes eines Antriebsaggregates von der Antriebstorusscheibe
zur Abtriebstorusscheibe. Infolge einer Veränderung des Reibradius des
Rollers mit der Antriebs- bzw. Abtriebstorusscheibe ist die Übersetzung
stufenlos veränderbar.
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Eine erste Torusscheibe, nämlich die
Antriebstorusscheibe(n) bzw. Abtriebstorusscheibe(n), stützt sich
gegenüber
einem benachbarten Bauteil, beispielsweise einem Getriebegehäuse oder
einem Getriebeelement wie ein Zahnrad oder eine (Hohl-)Welle, ab.
Eine zweite Torusscheibe, nämlich die
Abtriebstorusscheibe(n) bzw. Antriebstorusscheibe(n), ist axial
verschieblich gegenüber
einem benachbarten Bauteil gelagert. Über den Verschiebefreiheitsgrad
ist die Aufbringung der Anpresskraft ermöglicht. Die zweite Torusscheibe
ist zum einen mit einem potentiellen Energiespeicher beaufschlagt, welcher
eine Grundanpresskraft zur Verfügung
stellt. Zum anderen ist zumindest in Teilbetriebsbereichen die zweite
Torusscheibe mit einem druckmittelbetätigten Kraftgeber beaufschlagt,
so dass nach Maßgabe
des Druckmittels die Anpresskraft zwischen der Grundanpresskraft
und einer maximalen Anpresskraft variiert werden kann.
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In herkömmlichen Toroidgetrieben liegt
das von dem potentiellen Energiespeicher zur Verfügung gestellte
Kraftniveau bei ca. 10% der maximal wirkenden bzw. notwendigen Anpresskraft.
Dieser Auslegung liegt die Erkenntnis zugrunde, dass sich abhängig von
den Betriebszuständen
die minimale notwendige Anpresskraft verändert, beispielsweise nach
Maßgabe
der Temperatur des Kontaktmediums, der Kontaktgeometrie oder den
kinematischen Kontaktbedingungen wie die Relativgeschwindigkeiten.
Eine weitere Rolle bei der herkömmlichen
Auslegung spielt insbesondere der neben weiteren Betriebsbedingungen
nach Maßgabe
der Anpresskraft erfolgende sogenannte "Glasübergang" des Kontaktmediums.
Mit Ausbleiben des "Glasüberganges" fällt der
Reibkoeffizient zwischen Torusscheiben und Roller rapide ab, so
dass nur eine verminderte Momentenübertragung gewährleistet
ist. Eine herkömmliche Auslegung
berücksichtigt
daher die ungünstigsten Betriebszustände und
dimensioniert die Grundanpressung nach diesem ungünstigsten
Betriebszustand unter Zuschlag einer Sicherheit.
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Erfindungsgemäß beträgt die Anpresskraft des potentiellen
Energiespeichers weniger als 4% der während der Übertragung eines Antriebsmomentes
maximal wirkenden Anpresskraft. Das Kraftniveau des potentiellen
Energiespeichers stellt eine Grenze der Variationsmöglichkeiten
der Anpresskraft während
eine Betriebes des Wechselgetriebes dar. Infolge der erfindungsgemäßen Senkung
der durch den potentiellen Energiespeicher aufgebrachten Anpresskraft
kann somit die Variabilität
der Kontaktbedingungen des Toroidgetriebes vergrößert werden.
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Der vorgenannten erfindungsgemäßen Auslegung
der Anpresskraft liegt die Erkenntnis zugrunde, dass eine Auslegung
des potentiellen Energiespeichers nicht für die ungünstigsten Betriebsbedingungen
erfolgen muss, da dieses dazu führt,
dass in günstigeren
Betriebsbedingungen eine Überanpressung
vorliegt, welche beispielsweise zu einem erhöhten Verschleiß sowie
einem geringeren Wirkungsgrad führt.
Vielmehr erfolgt die Auslegung erfindungsgemäß nach günstigeren Betriebsbedingungen,
insbesondere den günstigsten
Betriebsbedingungen, so dass bei Vorliegen dieser Betriebsbedingungen
die minimal notwendige Anpresskraft (ggf. mit einer geringen Sicherheit)
durch den potentiellen Energiespeicher aufgebracht wird. Infolge
der geringen Anpresskraft ist der Verschleiß minimiert. In abweichenden
(ungünstigeren)
Betriebsbedingungen wird die ergänzend
notwendige Anpresskraft durch den druckmittelbetätigten Kraftgeber nachgeführt, so dass
die Anpresskraft lediglich minimal oberhalb des notwendigen Kraftniveaus
liegt.
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Ist in Ausnahmesituationen ein definierter Schlupf
des Rollers gegenüber
den Torusscheiben notwendig, so kann dieser durch eine kleine Änderung
des druckmittelbetätigten
Kraftgebers herbeigeführt
werden. Diese Möglichkeit
besteht erfindungsgemäß für einen
vergrößerten Bereich
der Anpresskraft.
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Vorzugsweise ist die Grundanpressung
so gering, dass diese lediglich die Anlage des Rollers an der Antriebstorusscheibe
und der Abtriebstorusscheibe gewährleistet,
da ansonsten die vorgenannten Bauteile „klappern" würden.
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Die erfindungsgemäße Gestaltung hat weiterhin
den Vorteil, dass der potentielle Energiespeicher niedriger dimensioniert
werden kann, wodurch sich Gewichts- und Bauteilvorteile ergeben.
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Gemäß einer Weiterbildung des Wechselgetriebes
ist der potentielle Energiespeicher mit einer Druckfeder gebildet.
Druckfedern stellen billige, einfache und im wesentlichen von der
Betriebstemperatur unabhängige
potentielle Energiespeicher dar.
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Vorzugsweise sind in dem Wechselgetriebe der
potentielle Energiespeicher und der druckmittelbetätigte Kraftgeber
in mechanischer Parallelschaltung zueinander angeordnet. In diesem
Fall addieren sich die von dem potentiellen Energiespeicher und dem
druckmittelbetätigten
Kraftgeber bewirkten Kräfte.
Diese Ausgestaltung der Erfindung hat eine besonders effektive Nutzung
der bereitgestellten Kräfte zur
Folge. Des weiteren wird der potentielle Energiespeicher mit einer
Druckmittelbeaufschlagung und einer zugeordneten Verformung bzw.
Verschiebung der zugeordneten Torusscheibe entlastet.
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Gemäß einer alternativen Ausgestaltung
der Erfindung sind in dem Wechselgetriebe der potentielle Energiespeicher
und der druckmittelbetätigte Kraftgeber
in Reihenschaltung zueinander angeordnet. Demgemäss wird mit zunehmender Druckmittelbeaufschlagung
der potentielle Energiespeicher beaufschlagt. Für den Einsatz einer Druckfeder
bedeutet dies, dass die Druckfeder für ein erreichtes Kraftniveau
der Anpresskraft „auf
Block" gehen kann,
so dass der potentielle Energiespeicher wirkungsmäßig eine
starre Abstützung
bildet.
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Vorzugsweise ist in dem Wechselgetriebe der
druckmittelbetätigte
Kraftgeber als hydraulisches System ausgebildet. Hierbei können zur
Bereitstellung des Druckes an sich bekannte Hydrauliksysteme verwendet
werden, welche in großen
Stückzahlen
hergestellt werden können
und deren Tauglichkeit hinreichend nachgewiesen ist.
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Insbesondere erfüllt das hydraulische System
neben der Gewährleistung
der Anpresskraft mindestens eine weitere Funktion. Beispielsweise
findet eine ohnehin vorhandene elektrische Pumpe Einsatz, bspw.
eine Pumpe eines Starter-Generators, eine
Schmiermittelpumpe oder eine Steuerungspumpe.
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Gemäß einer bevorzugten Ausgestaltung der
Erfindung wird der druckmittelbetätigte Kraftgeber in zeitlicher
Umgebung des Startvorganges eines Antriebsaggregates oder einer
Betätigung
des Wechselgetriebes automatisiert betätigt. Mit dem Startvorgang
eines Antriebsaggregates steht eine Energiequelle zur Verfügung, welche
für den
druckmittelbetätigten
Kraftgeber genutzt werden kann. Alternativ ist es ebenfalls möglich, vor
Start des Antriebsaggregates das Hydrauliksystem mittels einer von
einer Hilfsenergiequelle wie eine Batterie betriebenen Pumpe zu
betreiben, so dass bei Start des Antriebsaggregates bereits die
volle Funktion gewährleistet
ist. Somit kann die Druckmittelbeaufschlagung unmittelbar oder mittelbar
mit dem Startvorgang des Antriebsaggregates gekoppelt sein. Alternativ
ist es ebenfalls möglich,
den druckmittelbetätigten
Kraftgeber bei einer Umschaltung des Wechselgetriebes von einer Ruhestellung
in eine Fahrbetriebsstellung, beispielsweise beim Übergang
von "P" oder "N" nach "D" oder "R", zu beaufschlagen oder eine Änderung
eines Fahrbetriebsbereiches des Wechselgetriebes erst nach einer
Wartezeit nach dem Start des Antriebsaggregates zuzulassen, so dass
der druckmittelbetätigte
Kraftgeber voll funktionsfähig
ist.
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Vorteilhafte Weiterbildungen ergeben
sich aus der Beschreibung und den Zeichnungen. Bevorzugte Ausführungsbeispiele
des erfindungsgemäßen Wechselgetriebes
werden nachfolgend anhand der Zeichnung näher erläutert. Die Zeichnung zeigt:
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1 eine
Ausgestaltung eines erfindungsgemäßen Wechselgetriebes in schematischer
Darstellung im Halbschnitt,
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2 einen
Teilschnitt eines erfindungsgemäßen Variators
mit Parallelschaltung des potentiellen Energiespeichers und des
druckmittelbetätigten Kraftgebers,
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3 einen
Teilschnitt eines Variators mit Reihenschaltung des potentiellen
Energiespeichers und des druckmittelbetätigten Kraftgebers,
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4 eine
Prinzipdarstellung eines Hydrauliksystemes zur Beaufschlagung des
druckmittelbetätigten
Kraftgebers mit einem Magnetventil und einem Regelschieber und
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5 eine
beispielhafte Reibkennlinie des Kontaktmediums zwischen Roller und
Torusscheiben in Abhängigkeit
von der Anpresskraft.
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Die Erfindung findet Einsatz in Wechselgetrieben,
insbesondere für
Kraftfahrzeuge. Bei dem Wechselgetriebe handelt es sich um ein Ein-
oder Mehrbereichsgetriebe mit oder ohne Leistungsverzweigung und
mit oder ohne einen Direktgang.
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Gemäß 1 sind im Kraftfluß zwischen einer von einem
Antriebsmotor in üblicher
Weise antreibbaren Eingangswelle 5 und einer mit den Fahrzeugrädern eines
Kraftfahrzeuges in üblicher
Weise koppelbaren Ausgangswelle 6 ein stufenloses Toroidgetriebe 7,
ein Planetenräder-Zwischengetriebe 8 und
ein Planetenräder-Endgetriebe 9 angeordnet.
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Die Eingangswelle 5 ist
mit der benachbarten toroidalen zentralen Antriebsscheibe 11 des
Toroidgetriebes 7 und über
eine koaxiale zentrale Zwischenwelle 10 mit einem zweistegigen
Planetenträger 18 des
Zwischengetriebes 8 bewegungsfest verbunden, der seinerseits
mit der ihm benachbart angeordneten, der ersten Antriebsscheibe 11 im
Kraftfluß parallel
geschalteten zweiten zentralen toroidalen Antriebsscheibe 12 des
Toroidgetriebes 7 drehfest verbunden ist. Eine zur gemeinsamen
geometrischen Drehachse 52-52 von Ein- und Ausgangswelle 5 und 6 koaxial
angeordnete und von der zentralen Zwischenwelle 10 mit
Spiel durchsetzte konzentrische Zwischenwelle 14 ist mit
den beiden zueinander benachbart angeordneten zentralen toroidalen
Abtriebsscheiben 16 und 17 des Toroidgetriebes 7 sowie
mit einem inneren Zentralrad 19 des Zwischengetriebes 8 bewegungsfest
verbunden. In der bei Toroidgetrieben üblichen Weise steht die Antriebsscheibe 11 bzw. 12 mit
ihrer zugehörigen
Antriebsscheibe 16 bzw. 17 über kreisscheibenförmige Planeten,
sog. Roller 13 bzw. 15, in Reibkontakt, die sowohl
um je eine eigene Drehachse drehbar als auch um eine zu ihrer Drehachse
senkrechte Schwenkachse schwenkbar – im übrigen jedoch gegenüber der
mit der Drehachse
52-52 zusammenfallenden Zentralachse
des Toroidgetriebes 7 lageunveränderlich angeordnet sind.
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Das innere Zentralrad 20 enthält an dem
einen Steg des Planetenträgers 18 des
Zwischengetriebes 8 gelagerte Hauptplaneten 46 mit
beiderseits eines radialen Antriebssteges des Planetenträgers 18 angeordneten
Zahnkränzen 43,
von denen der eine Zahnkranz 43 mit dem mit der konzentrischen Zwischenwelle 14 verbundenen
inneren Zentralrad 19 und der andere Zahnkranz 43 mit
einem axial auf der anderen Seite des radialen Antriebssteges angeordneten
zweiten inneren Zentralrad 48 kämmt, welches schließlich seinerseits
eine – eine
ein- und ausrückbare
Kupplung K2 enthaltende – Antriebsverbindung 50 mit
dem das erste Getriebeglied des Endgetriebes bildenden inneren Zentralrad 21 aufweist.
Der mit dem einen inneren Zentralrad 19 des Zwischengetriebes 8 kämmende Zahnkranz 43 des
Hauptplaneten 46 steht zusätzlich im Kämmeingriff mit einem Nebenplaneten 63,
der an dem zweiten Steg des Planetenträgers 18 gelagert ist
und seinerseits mit einem äußeren Zentralrad 22 kämmt, dass
eine – ein- und
ausrückbare
Kupplung K1 enthaltende – Antriebsverbindung 23 mit
einem ein zweites Getriebeglied des Endgetriebes 9 bildenden äußeren Zentralrad 24 aufweist.
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Das Endgetriebe 9 weißt ein drittes
Getriebeglied in Form eines Planetenträgers 25 auf, welcher durch
einen radialen Abstützsteg 36 gegenüber einem
nicht drehenden Gehäuseteil 26 undrehbar
festgelegt ist und Planetenräder 34 mit
zwei Zahnkränzen 37 gleicher
Zähnezahl
lagert, welche beiderseits des Abstützsteges 36 angeordnet
sind, und von denen der eine, dem Zwischengetriebe 8 benachbart liegende
Zahnkranz 37 sowohl mit dem inneren als auch mit dem äußeren Zahnrad 21 bzw. 24 kämmt.
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Das Endgetriebe 9 weist
ein viertes Getriebeglied in Form eines zweiten äußeren Zentralrades 27 auf,
welches mit dem anderen Zahnkranz 37 der Planetenräder 34 kämmt und
eine Abtriebsverbindung 28 mit der Ausgangwelle 6 aufweist.
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Am Außenumfang des äußeren Zentralrades 27 ist
ein Parksperrenrad 33 konzentrisch und bewegungsfest angeordnet.
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Im unteren Fahrbereich sind die Kupplung K1
eingerückt
und die Kupplung K2 ausgerückt,
so dass die Leistung verzweigt über
die Zwischenwellen 10, 14 dem Zwischengetriebe 8 zugeführt und – in letzterem
wieder zusammengeführt – über die
Antriebsverbindung 23 und das hierbei in die Teilübersetzung
1:1 geschaltete Endgetriebe 9 an die Ausgangswelle 6 abgegeben
wird.
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Die Zahnkränze 44 und 45 des
Hauptplaneten 47 im Zwischengetriebe 8 können gleiche
oder unterschiedliche Zähnezahlen
aufweisen. Über
eine Variation des Verhältnisses
der Zähnezahlen
der Zahnkränze 44 und 45 kann
das Übersetzungsverhältnis im
oberen Fahrbereich variiert werden.
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Andere Aspekte von Wechselgetrieben,
welche problemlos mit den erfindungsgemäßen Merkmalen kombinierbar
sind, sind aus den Druckschriften
DE
100 21 912 ,
DE 100
40 126 ,
DE 200 224
53 ,
DE 100 40 039 ,
DE 100 30 779 ,
DE 101 32 674 ,
DE 101 21 042 ,
DE 101 25 817 ,
DE 102 02 754 ,
DE 101 54 095 ,
DE 101 54 928 ,
DE 102 18 356 und
DE 102 06 202 bekannt,
deren Offenbarung zum Gegenstand der vorliegenden Anmeldung gemacht
wird.
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Die 2 und 3 zeigen beispielhafte Ausgestaltungen
einer drehfesten Anbindung einer Torusscheibe an eine Welle mit
der Möglichkeit
einer Aufbringung einer in Richtung der Achse 52-52 orientierten
Normalkraft an der Torusscheibe, welche zur Gewährleistung des Reibkontaktes
zwischen den Torusscheiben und mindestens einem Roller dienen. Gemäß den in
den 2 und 3 dargestellten Ausführungsbeispielen
wird das erfindungsgemäße Prinzip beispielhaft
anhand der Anbindung der Antriebstorusscheibe 11 an die
Eingangswelle 5 dargestellt.
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Die Antriebswelle 5 verfügt in einem
dem Antriebsaggregat zugewandten Bereich 100 über ein Außengewinde 101,
einen hieran in Richtung des Zwischengetriebes 8 anschließenden Teilbereich 102 mit
einer Keilverzahnung 103, deren Außendurchmesser geringfügig gegenüber dem
Gewinde 101 vergrößert ist,
sowie einen hieran anschließenden zylinderförmigen Teilbereich 104.
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Drehfest mit dem Teilbereich 102 ist
ein Flansch 105 verbunden, welcher über eine Nabe 106 sowie
eine quer zur Achse 52-52 orientierte Flanschscheibe 107 verfügt. Die
Nabe 106 weist eine korrespondierend zur Außengeometrie
des Teilbereichs 102 ausgebildete Innengeometrie auf, so
dass die Welle 5 und die Nabe 106 eine drehfeste
Verbindung bilden. Axial in Richtung des Antriebsaggregates stützt sich
der Flansch 105 an einer Wellenmutter 108 ab,
welche auf das Gewinde 101 aufgeschraubt ist. Neben der
Funktion der axialen Sicherung des Flansches 105 kann ergänzend über die
Wellenmutter 108 eine exakte Positionierung des Flansches 105 vorgenommen
werden. Eine in die Flanschscheibe 107 eingeschraubte Schraube 109 trägt ein Sicherungsmittel 110 zur
Fixierung der Wellenmutter 108.
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Ein Zwischenträger 111 ist koaxial
zur Achse 52-52 angeordnet und verfügt über eine Nabe 112. Die
Nabe 112 weist eine innere Keilverzahnung 113 auf,
an welche in Richtung des Teilgetriebes 8 eine zylinderförmige Bohrung 114 anschließt. Die
Keilverzahnung 113 bildet eine drehfeste Verbindung mit
der Keilverzahnung 103. Im Bereich der Bohrung 114 ist ein
Dichtelement 115 angeordnet, welches die Nabe 112 gegenüber der
Antriebswelle 5 im Teilbereich 104 abdichtet.
In dem dem Zwischengetriebe 8 abgewandten Endbereich der
Nabe 112 verfügt
der Zwischenträger 111 über einen
hohlzylinderförmigen Fortsatz 116, über welchen
sich der Zwischenträger 111 in
axialer Richtung gegenüber
der Flanschscheibe 107 abstützt. Der Fortsatz 116 umgibt
die Nabe 106 unter Ausbildung einer Spiel- oder Übergangspassung.
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Der Zwischenträger 111 verfügt über einen
in dem in 2 dargestellten
Teilquerschnitt. U-förmig ausgebildeten
Arbeitszylinder 117. Der (um die Achse 52-52 umlaufende)
U- förmige Querschnitt
des Arbeitszylinders wird mit einem durch die Nabe 112 gebildeten
inneren Seitenschenkel 118, einem quer zur Achse 52-52 orientierten
(kreisringförmigen)
Grundschenkel 119 sowie einem äußeren Seitenschenkel 120 gebildet.
Der Arbeitszylinder 117 ist in Richtung des Zwischengetriebes 8 geöffnet.
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Die Antriebstorusscheibe 11 besitzt
in dem dem Antriebsaggregat zugewandten Endbereich einen (ringförmigen)
Kolben 121, welcher in dem Arbeitszylinder 117 derart
Aufnahme findet, dass über eine
Verzahnung 122 zwischen dem Seitenschenkel 120 und
der Außenfläche der
Antriebstorusscheibe 11 die Antriebstorusscheibe 11 und
der Arbeitszylinder 117 drehfest, aber axial verschieblich
miteinander verbunden sind, und dass der Kolben 121 mit dem
Arbeitszylinder 117 einen Arbeitsraum 123 bildet,
welcher durch Dichtelemente 124, 125 im Bereich
der Seitenschenkel 118, 120 abgedichtet ist. Das
Dichtelement 124 findet Aufnahme in einer außenliegenden
Ringnut der Nabe 112 und tritt in Wirkverbindung mit dem
Kolben 121 im Bereich einer innenliegenden zylinderförmigen Mantelfläche desselben.
Das Dichtelement 125 findet Aufnahme in einer radial außenliegenden
Ringnut des Kolbens 121 und tritt in Wirkverbindung mit
dem Seitenschenkel 120.
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Der Arbeitsraum 123 ist
hydraulisch mit einem Hydraulikanschluss 126 verbunden.
Bei dem Hydraulikanschluss 126 handelt es sich um einen Ringkanal,
mittels dessen eine Zuführung
eines Hydraulikmediums bei rotierendem Zwischenträger 111 ermöglicht ist.
Der Hydraulikanschluss 126 ist vorzugsweise im Bereich
der Nabe 112 angeordnet und mittels zweier Dichtelemente 170, 171 abgedichtet. Die
Verbindung des Hydraulikanschlusses 126 mit dem Arbeitsraum 123 erfolgt
gemäß 2 durch eine von dem Hydraulikanschluss 126 ausgehende Sackbohrung 127,
welche quer zur Achse 52-52 orientiert ist, und eine vom
Arbeitsraum 123 in Richtung des Antriebsaggregates unter
einem spitzen Winkel zur Achse 52,52 geneigte
Sackbohrung 128, wobei die Sackbohrungen 127, 128 in
ihrem Endbereich ineinander münden.
Bei drehfester Verbindung der Antriebswelle 5 mit der Antriebstorusscheibe 11 kann über eine
Druckbeaufschlagung des Arbeitsraumes 123 die Antriebstorusscheibe 11 axial
in Richtung des Zwischengetriebes 8 mit einer Anpresskraft
beaufschlagt werden. Über
Wälzlager 129 stützt sich
die Antriebstorusscheibe 11 radial innenliegend von dieser
gegenüber
der Antriebswelle 5 ab. Die Wälzkörper des Wälzlagers 129 sind
unter Gewährleitung
eines Spieles 130 in axialer Richtung zwischen der Stirnfläche der
Nabe 112 und einem radial innenliegend von der Antriebstorusscheibe 11 angeordneten Sicherungsring 131 geführt.
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Im Arbeitsraum 123 ist (sind)
ein (oder mehrere) axial wirkende(s) Federelement(e) angeordnet. Gemäß dem in 2 dargestellten Ausführungsbeispiel
handelt es sich bei dem Federelement über eine Tellerfeder 132,
welche koaxial zur Achse 52,52 angeordnet ist.
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Gemäß dem in 3 dargestellten Ausführungsbeispiel ist in alternativer
oder ergänzender Ausgestaltung
ein Federelement 133 zwischen dem Fortsatz 116 und
der Flanschscheibe 107 angeordnet, so dass das Federelement 133 eine
Verschiebung des Zwischenträgers 111 und
damit der Antriebstorusscheibe 11 in Richtung des Zwischengetriebes 8 bewirkt.
Bei zusätzlicher
Druckbeaufschlagung des Arbeitsraumes 123 wirken die Hydraulikkraft
und die Kraft des Federelementes 133 in mechanischer Parallelschaltung.
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4 zeigt
eine beispielhafte Ausgestaltung für eine Druckversorgung des
Hydraulikanschlusses 126. In einer Arbeitsdruckleitung 140 steht
ein Arbeitsdruck zur Verfügung,
welcher beispielsweise durch eine von einer Antriebsmaschine angetriebenen
Pumpe, die ein Hydraulikfluid aus einem Tank in die Arbeitsdruckleitung
fördert,
bereitgestellt wird. In einer Versorgungsdruckleitung 141 wird
ein (konstanter), niedriger Versorgungsdruck bereitgestellt. Die
Versorgungsdruckleitung 141 ist mit einem Eingang eines
Magnetventils 142 verbunden.
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Nach Maßgabe eines elektrischen Signals 143 erzeugt
das Magnetventil 142 einen Steuerdruck, welcher in einer
Steuerdruckleitung 144 den Ausgang des Magnetventils 142 bildet.
Der Steuerdruck ist nach Maßgabe
des elektrischen Signals 143 in einem vorgegebenen Intervall
veränderbar.
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Einem Regelschieber
145 werden
als Eingang die Arbeitsdruckleitung
140 sowie die Steuerdruckleitung
144 zugeführt. Der
Regelschieber
145 verarbeitet in an sich bekannter Weise
den Arbeitsdruck und den Steuerdruck zu einem Verbraucherdruck,
welcher (ggf. unter Rückführung zum
Regelschieber
145) über
eine Verbraucherdruckleitung
146 dem Hydraulikanschluss
126 zugeführt wird.
Mittels des in
4 dargestellten
Hydraulikkreislaufes kann ein von einer Regeleinrichtung vorgegebenes
elektrisches Signal in ein proportionales Hydraulikdrucksignal transformiert
werden. Alternative Ausgestaltungen einer geeigneten Bereitstellung
des Hydraulikdruckes sind beispielsweise aus der
DE 197 35 820 A1 oder vergleichbaren
Druckschriften der IPC-Klasse F16H061-06 bekannt.
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5 zeigt
den Verlauf eines Reibkoeffizienten eines Traktionsmediums mit der
Angabe des Reibkoeffizienten 152 über der Anpress- oder Normalkraft 153 zwischen
den Torusscheiben 11, 16 bzw. 17, 12 und
dem zugeordneten Roller 13 bzw. 15. Unterhalb
einer kritischen Anpresskraft 150 ("Glasübergang") fällt die
Reibkennlinie 151 rasch zu kleinen Werten ab, während oberhalb
der kritischen Anpresskraft große
Reibkoeffizienten bei annähernd
konstantem Niveau vorliegen.
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Zur Auslegung der Arbeitspunkte und
Dimensionierung der Federelemente 132, 133 sind sog. „Traction
maps" für die einzelnen
Traktionsmedien bekannt, vgl. bspw.:
S. Aihara, S. Natsumeda,
H. Achiha: EHL Traction in traction drives with high contact pressure.
Research and development Center, NSK Ltd., l-5-50 Kugenuma-Shinmei,
Fujisawa, Kanagawa, Japan.
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Die in 5 dargestellte
Reibkennlinie ist hinsichtlich der Betriebsbedingungen veränderlich. Insbesondere
die kritische Anpresskraft 150 ist von Betriebsparametern,
beispielsweise der Umfangsgeschwindigkeit der Traktionskörper, Schwankungsgrößen der
Betriebsbedingungen, einem Motorstart oder der Temperatur des Traktionsmediums,
abhängig. Herkömmliche
Auslegungsverfahren ermitteln die kritische Anpresskraft 150 für alle oder
eine Mehrzahl der möglichen
Betriebsbedingungen. Die tatsächliche
Auslegung erfolgt unter dem Zuschlag einer Sicherheit zu der so
ermittelten kritischen Anpresskraft 150. Abweichend hiervon
wird erfindungsgemäß die kritische
Anpresskraft 150 ohne oder mit verringertem Sicherheitsaufschlag
und/oder lediglich in optimierten Betriebsbereichen ermittelt und
die Grundanpressung durch das Federelement 130, 134 derart ausgelegt,
dass allenfalls in ausgewählten
Betriebszuständen
die kritische Anpresskraft durch das Federelement 133, 134 bereitgestellt
ist. Eine in weiteren Betriebszuständen notwendige weitere Anpresskraft
infolge einer Verschiebung der kritischen Anpresskraft 150 wird
durch das Hydrauliksystem bereitgestellt.
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Vorzugsweise beträgt die vom potentiellen Energiespeicher
zur Verfügung
gestellte Anpresskraft 700 N/mm2, 1500 N/mm2 oder 1800 N/mm2,
wonach eine Auslegung des Federelements 132, 133 erfolgt.
Hierbei beträgt
die maximale Anpresskraft bis ca. 4000 N/mm2.