DE19629731A1 - Stufenloses Getriebe in Torusbauweise - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein stufenloses Getriebe in Torusbauweise, das in Kraft­ fahrzeugen oder dergleichen zu verwenden ist.

In der veröffentlichten japanischen Patentanmeldung (Tokkai) Sho 63-130953) wird ein stufenloses Getriebe in Torusbauweise beschrieben, das den in Fig. 4 gezeigten Aufbau hat.

Eine Antriebsscheibe 1 und eine Abtriebsscheibe 2, deren einander zuge­ wandte Oberflächen zusammen einen torusförmigen Raum begrenzen, sind koaxial zu einer Antriebswelle 4 angeordnet, und ein beliebiges gewünschtes Übersetzungsverhältnis läßt sich in stufenlos einstellbarer Weise erreichen, indem der Neigungswinkel von zwei Kraftübertragungsrollen 3 variiert wird, die in dem torusförmigen Raum zwischen den Scheiben eingefügt sind und kugelkalottenförmige Antriebsflächen haben, die an den gegenüberliegenden Flächen der Antriebsscheibe 1 und der Abtriebsscheibe 2 anliegen.

An der Antriebswelle 4 ist ein Nockenflansch 11 befestigt, und Nockenrollen 12 sind zwischen dem Nockenflansch 11 und der Antriebsscheibe 2 angeord­ net, die mit Hilfe eines Radiallagers 7 frei drehbar auf der Antriebswelle 4 ge­ lagert ist.

Die Antriebswelle 4 ist mit Hilfe eines Schrägkugellagers 6 frei drehbar in ei­ nem Gehäuse 10 gelagert. Das Kugellager 6 nimmt sowohl axiale Schubbela­ stungen als auch radiale Belastungen auf, denen die Antriebswelle 4 ausge­ setzt ist.

Ein Abtriebszahnrad 13 ist an die Abtriebsscheibe 2 angesetzt. Die Abtriebs­ scheibe 2 und das Abtriebszahnrad 13 werden durch ein Schrägkugellager 5 abgestützt. Das Schrägkugellager 5 ist zwischen dem Abtriebszahnrad 13 und dem Gehäuse 10 angeordnet und nimmt sowohl axiale Schubbelastungen als auch radiale Belastungen auf, denen das Abtriebszahnrad 13 ausgesetzt ist. Ein als Nadellager ausgebildetes Radiallager 8 ist zwischen der Abtriebsschei­ be 2 und der Antriebswelle 4 angeordnet, so daß sich die Abtriebsscheibe 2 und die Antriebswelle 4 relativ zueinander drehen können.

Die Schrägkugellager 5 und 6 sind koaxial nebeneinander angeordnet.

Damit das Nadellager 8 nicht aus der Abtriebsscheibe 2 herausfällt, ist ein Sprengring 21 in eine Ringnut 23 eingesetzt, die in die innere zylindrische Oberfläche 2A einer zentralen Axialbohrung der Abtriebsscheibe 2 einge­ schnitten ist, wie in Fig. 5 gezeigt ist.

Wenn die Drehung der Antriebswelle 4 angehalten wird, werden die zwi­ schen der Antriebsscheibe 1 und der Abtriebsscheibe 2 vorgesehenen Kraftü­ bertragungsrollen 3 klemmend zwischen diesen Scheiben gehalten, infolge der Andruckkraft einer Tellerfeder 9, die im Endbereich der Antriebswelle 4 auf der Seite der Abtriebsscheibe 2, d. h. am rechten Ende in Fig. 4 angeord­ net ist und die Antriebswelle 4 in der Zeichnung gesehen nach rechts vor­ spannt.

Wenn sich dagegen die Antriebswelle 4 dreht, so dreht sich auch der an der Antriebswelle 4 befestigte Nockenflansch 11, und dadurch werden die Nockenrollen 12 relativ zu der Antriebsscheibe 1 gedreht, die mit Hilfe des Radiallagers 7 frei drehbar auf der Antriebswelle 4 gehalten ist. Infolgedessen drücken die Nockenflächen der Nockenrollen 12 die Antriebsscheibe 1 mit hoher Andruckkraft in Richtung auf die Abtriebsscheibe 2, und diese An­ druckkraft bewirkt eine gemeinsame Drehung der Antriebsscheibe 1 und der Antriebswelle 4. Da die Kraftübertragungsrollen 3 durch diese starke Pres­ sung zwischen der Antriebsscheibe 1 und der Abtriebsscheibe 2 geklemmt werden, drehen sie sich ohne Schlupf an irgendeinem dieser Bauteile, und folglich übertragen sie das Drehmoment von der Antriebsscheibe 1 auf die Abtriebsscheibe 2. Das Drehzahlverhältnis zwischen der Antriebsscheibe 1 und der Abtriebsscheibe 2 kann kontinuierlich (stufenlos) variiert werden, indem die Neigung der Mittelachsen der Kraftübertragungsrollen 3 durch Be­ tätigung eines in der Zeichnung nicht im einzelnen gezeigten Betätigungs­ gliedes geändert wird.

Ein Zahnrad 14, das mit einer in der Zeichnung nicht gezeigten Abtriebswel­ le gekoppelt ist, kämmt mit dem Abtriebszahnrad 13. Das in der oben be­ schriebenen Weise auf die Abtriebsscheibe 2 übertragene Drehmoment wird über das Abtriebszahnrad 13, das sich gemeinsam mit der Abtriebsscheibe dreht, und dann über das Zahnrad 14 auf die Abtriebswelle übertragen.

Zwischen der rückwärtigen Oberfläche 2B der Abtriebsscheibe 2 und der ge­ genüberliegenden Seitenfläche des Abtriebszahnrads 13 besteht ein vorbe­ stimmter Zwischenraum 22. Dieser ist so bemessen, daß selbst dann, wenn von den Nockenrollen 12 über die Kraftübertragungsrollen 3 die hohe An­ druckkraft auf die Abtriebsscheibe 2 ausgeübt wird und eine gewisse Verfor­ mung derselben verursacht, dies nicht zu einer Belastung des Abtriebszahn­ rads 13 führt.

Bei diesem stufenlosen Getriebe in Torusbauweise wird das Lager, das die Ab­ triebsscheibe 2 und das sich gemeinsam damit drehende Abtriebszahnrad 13 abstützt, durch das Schrägkugellager 5 gebildet, das sowohl Schubbelastun­ gen als auch radiale Belastungen aufnimmt, und durch das Radiallager 8, das nur radiale Belastungen aufnimmt.

In diesem Zusammenhang sollen zur Berechnung der auf diese Lager wirken­ den Belastungen die Schnittpunkte der Wirklinien der in radialer Richtung auf das Radiallager 8 und das Abtriebszahnrad 13 wirkenden Kräfte mit der Mittelachse der Antriebswelle 4 mit Q bzw. R bezeichnet werden, wie in Fig. 5 gezeigt ist, und der Abstand zwischen diesen Punkten Q und R in Axial­ richtung der Welle soll mit a bezeichnet werden. In den folgenden Erläute­ rungen sollen diese Punkte Q und R der Einfachheit halber als Angriffspunkte der betreffenden Bauteile bezeichnet werden.

Das Schrägkugellager 5 überträgt eine Schubbelastung, die es von den Kraftü­ bertragungsrollen 3 erhält, und eine radiale Belastung, die es vom Abtriebs­ zahnrad 13 erhält, von seinem inneren Laufring 5A über seinen äußeren Lau­ fring 5B auf das Gehäuse 10, und das Gehäuse 10 nimmt diese Belastungen auf. Wenn der Berührungswinkel dieses Schrägkugellager 5 mit 6 bezeichnet wird, so schneidet die Wirklinie der auf das Schrägkugellager 5 wirkenden Kraft die Mittelachse der Antriebswelle 4 in einem Punkt P (Fig. 5), der weiter zur Antriebsscheibe 1 liegt als der Angriffspunkt Q der des Radialla­ gers 8. Der Abstand zwischen diesem Punkt P und dem Angriffspunkt R des Abtriebszahnrads 13 längs der Achse der Antriebswelle 4 soll mit b bezeich­ net werden, und auf dieselbe Weise soll der Abstand zwischen dem Punkt P und dem Angriffspunkt Q des Radiallagers 8 längs der Achse der Antriebswel­ le mit c bezeichnet werden.

Wenn infolge des Zahneingriffs zwischen dem Abtriebszahnrad 13 und dem Zahnrad 14 eine Kraft K in radialer Richtung auf das Abtriebszahnrad 13 wirkt, so gelten die folgenden Gleichungen für die Beziehung zwischen dieser Kraft K, der auf das Schrägkugellager 5 wirkenden radialen Belastung F₀ und der auf das Radiallager 8 wirkenden radialen Belastung F_r:

Da, wie in Fig. 5 gezeigt ist, der Abstand c im Vergleich zu den Abständen a und b sehr klein ist, haben die Belastungen F₀ und F_r nach den obigen Glei­ chungen hohe Werte. Mit anderen Worten, wenn auf das Abtriebszahnrad 13 infolge seines Zahneingriffs mit dem Zahnrad 14 eine radiale Belastung wirkt, so ruft dies hohe Belastungen an dem Schrägkugellager 5 und dem Radialla­ ger 8 hervor. Aus diesem Grund hat dieses Getriebe den Nachteil daß die Le­ bensdauer der darin verwendeten Lager verhältnismäßig kurz ist.

Wenn weiterhin bei diesem Getriebe die Abtriebsscheibe 2 eine Belastung in einer Richtung schräg in Bezug auf das Abtriebszahnrad 13 ausübt, so wird diese Belastung in der Hauptsache allein von dem Schrägkugellager 5 aufge­ nommen. Wenn dieses Schrägkugellager 5 keine ausreichende Abstützungs­ stärke besitzt, besteht deshalb die Tendenz, daß das Getriebegeräusch über­ mäßig groß wird und die Lebensdauer der Zahnflächen der Zahnräder über­ mäßig kurz wird.

Der Zwischenraum 22 zwischen der Abtriebsscheibe 2 und dem Abtriebs­ zahnrad 13 hat weiterhin zur Folge, daß, wenn die Abtriebsscheibe 2 infolge der von den Kraftübertragungsrollen 3 ausgeübten Kraft verformt wird, die dadurch hervorgerufene Spannung in der Ringnut 23 konzentriert wird, die den Sprengring 21 aufnimmt, und dieser Teil kann leicht beschädigt werden. Wenn die Abtriebsscheibe 2 so verformt wird, kann außerdem ihr innerer zy­ lindrischer Teil 2A elliptisch verformt werden, wie in Fig. 6 gezeigt ist, und dies bedeutet, daß die lokale Belastung des Radiallagers 8 erhöht wird, wo­ durch die Lebensdauer des Radiallagers 8 noch weiter verkürzt wird.

Aufgabe der Erfindung ist es deshalb, bei dem stufenlosen Getriebe in Torus­ bauweise die Stabilität der Lagerstruktur für das Abtriebszahnrad zu erhöhen.

Eine weitere Aufgabe der Erfindung besteht darin, eine Beeinträchtigung der verschiedenen Bauelemente des Getriebes durch Verformung der Abtriebs­ scheibe desselben zu vermeiden.

Diese Aufgaben werden erfindungsgemäß mit den im Patentanspruch 1 ange­ gebenen Merkmalen gelöst.

Das erfindungsgemäße Getriebe ist dazu vorgesehen, zwischen einer An­ triebswelle und einer Abtriebswelle eingefügt zu werden, um die Drehung der Antriebswelle mit irgendeinem Übersetzungsverhältnis innerhalb eines stu­ fenloses Bereichs auf die Abtriebswelle zu übertragen.

Das Getriebe umfaßt eine auf der Antriebswelle gehaltene und gemeinsam mit dieser drehbare Antriebsscheibe, eine frei drehbar auf der Antriebswelle gela­ gerte Abtriebsscheibe, einen zwischen gegenüberliegenden Flächen der An­ triebs- und Abtriebsscheiben gebildeten torusförmigen Hohlraum, ein in den torusförmigen Hohlraum eingepaßtes Rollenelement mit einer kugelkalotten­ förmigen Abrollfläche, einen Mechanismus zum Gegeneinanderdrücken der Antriebs- und Abtriebsscheiben derart, daß ihre gegenüberliegenden Oberflä­ chen an der kugelkalottenförmigen Abrollfläche des Rollenelements anliegen und dieses Rollenelement in dem torusförmigen Hohlraum abstützen, einem auf der der Antriebsscheibe entgegengesetzten Seite der Abtriebsscheibe an­ geordneten ersten Abtriebszahnrad, das mit der Abtriebsscheibe gekoppelt ist, einem mit dem ersten Abtriebszahnrad kämmenden zweiten Abtriebs­ zahnrad zur Übertragung der Kraft auf eine Abtriebswelle, ein Schrägwälzla­ ger, das auf der der Abtriebsscheibe entgegengesetzten Seite des ersten Ab­ triebszahnrads angeordnet ist und eine Schubbelastung und eine radiale Bela­ stung aufnimmt, die auf die Abtriebsscheibe ausgeübt werden, und ein zwi­ schen einem inneren Umfang des ersten Abtriebszahnrads und der Antriebs­ welle angeordnetes Radiallager zur Aufnahme einer auf das erste Abtriebs­ zahnrad wirkenden radialen Belastung.

Bevorzugt liegt in der Richtung längs der Mittelachse der Antriebswelle die Mitte des Radiallagers zwischen der Mitte des Schrägwälzlagers und der Mit­ te des ersten Abtriebszahnrads.

Weiterhin ist bevorzugt die Position des Radiallagers in Längsrichtung der Antriebswelle durch die folgenden Beziehungen gegeben:

a < c und b < c

a = , b = , c = ,

wobei P der Schnittpunkt der Wirklinie der Stützkraft des Schrägwälzlagers entsprechend einem Berührungswinkel Θ dieses Schrägwälzlagers mit der Mittelachse der Antriebswelle ist, R der Schnittpunkt der Wirklinie einer auf das erste Abtriebszahnrad wirkenden radialen Belastung mit der Mittelachse der Antriebswelle ist und Q der Schnittpunkt der Wirklinie der Stützkraft des Radiallagers mit der Mittelachse der Antriebswelle ist.

Gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung weist das erste Ab­ triebszahnrad eine Hohlwelle auf, die in Richtung auf die Antriebsscheibe vor­ springt und die Abtriebsscheibe durchdringt, und das Radiallager ist zwi­ schen der Antriebswelle und dem inneren Umfang eines Endabschnitts der Hohlwelle angeordnet, der die Abtriebsscheibe durchdrungen hat.

In diesem Fall ist bevorzugt ein Zwischenraum zwischen der Hohlwelle und einer inneren Umfangsfläche der Abtriebsscheibe vorgesehen.

Weiterhin ist bevorzugt ein Mechanismus vorgesehen, der verhindert, daß das Radiallager von dem ersten Abtriebszahnrad abfällt.

Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der Zeichnungen näher erläutert.

Es zeigen:

Fig. 1 einen vertikalen Schnitt durch wesentliche Teile eines erfin­ dungsgemäßen stufenlosen Getriebes in Torusbauweise;

Fig. 2 einen Schnitt ähnlich Fig. 1, jedoch für ein zweites Ausfüh­ rungsbeispiel der Erfindung;

Fig. 3 einen Schnitt ähnlich Fig. 1 und 2, jedoch für ein drittes Ausführungsbeispiel der Erfindung;

Fig. 4 einen vertikalen Schnitt durch wesentliche Teile eines her­ kömmlichen stufenlosen Getriebes in Torusbauweise;

Fig. 5 eine Detailvergrößerung zu Fig. 4; und

Fig. 6 ein Diagramm zur Illustration der Verformung einer Abtriebs­ scheibe unter Belastung in der herkömmlichen Vorrichtung.

In der nachfolgenden Beschreibung werden für Einzelheiten des Getriebes, die denjenigen des herkömmlichen Getriebes nach Fig. 4 und 5 entspre­ chen, dieselben Bezugszeichen wie in Fig. 4 und 5 verwendet, und zur Erläuterung des grundlegenden Aufbaus des Getriebes wird auf die Beschrei­ bung zu Fig. 4 und 5 verweisen.

Gemäß Fig. 1 weist das Abtriebszahnrad 13 Hohlwellen 13A und 13C mit vorgegebenen Längen auf. Die Hohlwelle 13A greift in den Innenring 5A des Schrägkugellagers (Schrägwälzlager) 5 ein, während die Hohlwelle 13C in ei­ nen Teil der inneren zylindrischen Umfangsfläche 2A der Abtriebsscheibe 2 eingreift.

Die Antriebswelle 4 verläuft durch Mittelbohrungen der Hohlwellen 13A und 13C, und ein Radiallager 8 ist zwischen der inneren zylindrischen Oberfläche 13B der Hohlwelle 13A und der äußeren zylindrischen Oberfläche der An­ triebswelle 4 eingefügt. Dieses Radiallager 8 ist ein Nadellager, das die auf das Abtriebszahnrad 13 wirkenden radialen Belastungen aufnimmt.

Im Endbereich der inneren zylindrischen Oberfläche 13B der Hohlwelle 13A ist eine Ringnut 15 ausgebildet, in die ein Sprengring 21 eingesetzt ist.

Der Sprengring 21 steht mit der Ringnut 15 in Eingriff und verhindert, daß das Radiallager 18 aus der Hohlwelle 13A herausfällt.

Das Radiallager 8 ist in Längsrichtung der Antriebswelle 4 so positioniert, daß seine Mittelebene sich in bezug auf die Mittelebene des Abtriebszahnrads 13 auf der Seite der Mittelebene des Schrägkugellagers (Schrägwälzlager) 6 befindet, das heißt, auf der rechten Seite in Fig. 1. Falls das Radiallager 8 ein Kugellager ist, bedeutet dies, daß die Mittelpunkte der Kugeln desselben auf der dem Schrägwälzlager 6 zugewandten Seite des Abtriebszahnrads 13 liegen sollten.

Im einzelnen fällt die zur Mittelachse der Antriebswelle 4 senkrechte und durch die Mitten der Zähne des Abtriebszahnrads 13 verlaufende Ebene mit der Wirklinie der radialen Belastung zusammen, die infolge der Zahneingriffs mit dem in Fig. 5 gezeigten Zahnrad 14 auf das Abtriebszahnrad 13 wirkt, und diese Mittelebene schneidet die Mittelachse der Antriebswelle 4 in ei­ nem Angriffspunkt R.

Die Wirklinie der Belastung in radialer Richtung, die auf das Radiallager 8 wirkt, verläuft durch die Mitte des Radiallagers 8 und schneidet die Mittel­ achse der Antriebswelle 4 im Punkt Q. Dieser Angriffspunkt Q liegt in bezug auf den Angriffspunkt R des Abtriebszahnrads 13 näher zu dem Schrägkugel­ lager 6.

Der Schnittpunkt P der Wirklinie der Belastung des Schrägkugellagers 5 mit der Mittelachse der Antriebswelle 4 ist derselbe wie im oben beschriebenen Stand der Technik. Infolgedessen ist der Abstand c zwischen den Angriffs­ punkten P und Q größer als der Abstand a zwischen den Angriffspunkten R und Q und außerdem größer als der Abstand b zwischen den Angriffspunkten Rund P.

Anders als beim Stand der Technik ist keine Ringnut in der inneren zylindri­ schen Oberfläche 2A der Abtriebsscheibe 2 vorgesehen, statt dessen ist diese Oberfläche 2A als glatte zylindrische Oberfläche ausgebildet. Im übrigen ist der Aufbau dieses Getriebes derselbe wie bei dem herkömmlichen Getriebe, das oben im Zusammenhang mit Fig. 4 bis 6 beschrieben wurde.

Auch für das Getriebe gemäß Fig. 1 gilt, daß, wenn die Antriebswelle 4 ge­ dreht wird, das Drehmoment von der Antriebsscheibe 1 über die Kraftüber­ tragungsrollen 3 auf die Abtriebsscheibe 2 übertragen wird und sich die Ab­ triebsscheibe 2 zusammen mit dem Abtriebszahnrad 13 als ein Körper dreht, so daß das Drehmoment auf das Abtriebszahnrad 13 und weiter auf das damit kämmende Zahnrad 14 übertragen wird.

Dabei wird der Schub, den die Kraftübertragungsrollen 3 auf die Abtriebs­ scheibe 2 ausüben, durch das Schrägkugellager 5 aufgenommen, während die aus dem Zahneingriff zwischen dem Abtriebszahnrad 13 und dem Zahnrad 14 resultierende Kraft K in radialer Richtung von dem Radiallager 8 und dem Schrägkugellager 5 aufgenommen wird.

Die auf das Schrägkugellager 5 und das Radiallager 8 wirkenden Belastungen F₀ und F_r in radialer Richtung können aus den obigen Gleichungen (1) und (2) berechnet werden, und da die Abstände zwischen den oben beschriebe­ nen Angriffspunkten die Beziehungen a < c und b < c erfüllen, sind diese auf das Schrägkugellager 5 und das Radiallager 8 wirkenden Belastungen F₀ und F_r in Radialrichtung relativ klein im Vergleich zu den Werten bei dem oben beschriebenen herkömmlichen Getriebe. Hieraus ergibt sich der Vorteil, daß die Haltbarkeit und Lebensdauer des Schrägkugellagers 5 und des Radialla­ gers 8 verbessert sind. Da außerdem das Radiallager 8 unmittelbar das Ab­ triebszahnrad 13 abstützt, ist die Stabilität erhöht, mit der das Abtriebszahn­ rad 13 gegen Kippbewegungen abgestützt wird, und dadurch wird das Getrie­ begeräusch unterdrückt sowie die Haltbarkeit der Zahnräder verbessert.

Da außerdem die Nut zur Aufnahme des Sprengrings 21 in dem Abtriebszahn­ rad 13 und folglich nicht in der Abtriebsscheibe 2 ausgebildet ist, wird selbst bei einer Verformung der Abtriebsscheibe 2 infolge der Klemmkraft, die sie auf die Kraftübertragungsrollen 3 ausübt, eine Spannungskonzentration an ei­ ner solchen Ringnut vermieden.

Der Zwischenraum 22 zwischen dem Abtriebszahnrad 13 und der Abtriebs­ scheibe 2 verhindert, daß die Verformung der Abtriebsscheibe 2 auf das Ab­ triebszahnrad 13 übertragen wird. Da das Radiallager 8 in diesem Fall das Ab­ triebszahnrad 13 abstützt und nicht die Abtriebsscheibe 2 abzustützen braucht, die einer hohen Verformung unterliegt, wird selbst bei der Verfor­ mung der Abtriebsscheibe 2 eine lokale Belastung des Radiallagers 8 vermie­ den. Folglich unterliegt dieses Radiallager 8 keinem übermäßigen Verschleiß, und es hat eine wünschenswert hohe Lebensdauer.

Fig. 2 zeigt eine zweite Ausführungsform der Erfindung.

Bei dieser Ausführungsform ist die Hohlwelle 13C des Abtriebszahnrads 13 mit einer Verlängerung 13D versehen, die sich durch die Abtriebsscheibe 2 hindurch und darüber hinaus in Richtung auf die Antriebsscheibe 1 erstreckt. Zwischen dem Ende dieser Verlängerung 13D und der Antriebsscheibe 1 verbleibt ein vorgegebener Zwischenraum.

Das Radiallager 8 ist zwischen der inneren zylindrischen Oberfläche 13E der Verlängerung 13D und der äußeren zylindrischen Oberfläche der Antriebs­ welle 4 angeordnet. Die Ringnut 15, in die der Sprengring 21 eingepaßt ist, befindet sich in der inneren zylindrischen Oberfläche 13E der Verlängerung 13D. Damit liegen das Radiallager 8 und der Sprengring 21 näher an der An­ triebsscheibe 1 als die Abtriebsscheibe 2.

Die axiale Position des Radiallagers 8 ist so gewählt, daß der Angriffspunkt Q näher an der Antriebsscheibe 1 liegt als der Angriffspunkt P. Auch in diesem Fall ist es möglich, den Abstand c zwischen den Angriffspunkten Q und P grö­ ßer zu machen als beim Stand der Technik, und die auf das Radiallager 8 und das Schrägkugellager 5 wirkenden radialen Belastungen F_r und F₀ können ebenfalls verringert werden. Da außerdem das Schrägkugellager 5 und das Radiallager 8 auf entgegengesetzten Seiten des Abtriebszahnrads 13 angeord­ net sind, wird eine noch stabilere Abstützung der Abtriebsscheibe 2 in Radial­ richtung erreicht.

Fig. 3 zeigt eine dritte Ausführungsform der Erfindung.

Bei dieser Ausführungsform ist über die Merkmale der zweiten Ausführungs­ form hinaus der Teil der äußeren zylindrischen Oberfläche der Verlängerung 13D, der innerhalb der inneren zylindrischen Oberfläche der Abtriebsscheibe 2 liegt, als ein Abschnitt 13D′ ausgebildet, dessen Außenradius verringert ist, so daß ein Zwischenraum 24 vorgegebener Breite zwischen diesem Abschnitt 13D′ mit verringertem Radius und der inneren zylindrischen Oberfläche der Abtriebsscheibe 2 gebildet wird.

Dieser Zwischenraum 24 verhindert, daß die Verformung der Abtriebsschei­ be 2 infolge des von den Kraftübertragungsrollen 3 ausgeübten Druckes sich auf die Verlängerung 13D des Abtriebszahnrads 13 überträgt. Folglich unter­ liegt die Verlängerung 13D keinen Verformungen, die eine lokale Belastung auf das Radiallager 8 verursachen würden, und es wird eine Umgebung für das Radiallager 8 erhalten, in der es keinem übermäßigen Verschleiß unter­ liegt.

Claims (6)

1. Stufenloses Getriebe in Torusbauweise für die Drehmomentübertragung von einer Antriebswelle (4) auf eine Abtriebswelle mit innerhalb eines konti­ nuierlichen Bereichs beliebig wählbarem Übersetzungsverhältnis, mit einer mitdrehbar auf der Antriebswelle (4) gehaltenen Antriebsscheibe (1), einer drehbar auf der Antriebswelle (4) gelagerten Abtriebsscheibe (2), einem zwischen gegenüberliegenden Flächen der Antriebsscheibe (1) und der Ab­ triebsscheibe (2) gebildeten torusförmigen Hohlraum, einem in diesen torus­ förmigen Hohlraum eingepaßten Rollenelement (3) mit einer kugelkalotten­ förmigen Abrollfläche, Mitteln (11, 12) zum Zusammendrücken der Antriebs­ scheibe (1) und der Abtriebsscheibe (2) derart, daß ihre gegenüberliegenden Flächen an der kugelkalottenförmigen Abrollfläche des Rollenelements (3) anliegen und das Rollenelement in dem torusförmigen Hohlraum abstützen, einem ersten Abtriebszahnrad (13), das auf der der Antriebsscheibe (1) ent­ gegengesetzten Seite der Abtriebsscheibe (2) angeordnet und mit der Ab­ triebsscheibe (2) gekoppelt ist, einem mit dem ersten Abtriebszahnrad (13) kämmenden zweiten Abtriebszahnrad (14) zur Übertragung des Drehmo­ ments auf die Abtriebswelle, einem auf der der Abtriebsscheibe (2) entgegen­ gesetzten Seite des ersten Abtriebszahnrads (13) angeordneten Schrägwälz­ lager (5) zur Aufnahme einer Schubbelastung und einer radialen Belastung, die auf die Einheit aus Abtriebsscheibe (2) und erstem Abtriebszahnrad (13) wirken, und einem Radiallager (8) zur Aufnahme der auf diese Einheit wir­ kenden radialen Belastung, dadurch gekennzeichnet, daß das Radiallager (8) zwischen der Antriebswelle (4) und einer inneren Umfangsfläche des ersten Abtriebszahnrads (13) angeordnet ist und eine auf das erste Abtriebszahnrad (13) wirkende radiale Belastung aufnimmt.

2. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß, in Axialrichtung der Antriebswelle (4) gesehen, die Mitte des Radiallagers (8) zwischen der Mitte des Schrägwälzlagers (5) und der Mitte des ersten Ab­ triebszahnrads (13) liegt.

3. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß für die Position des Radiallagers (8) auf der Antriebswelle (4) die folgen­ den Beziehungen gelten: a < c und b < ca = , b = , c = ,wobei P der Schnittpunkt zwischen der Wirklinie der Stützkraft des Schräg­ wälzlagers (5) entsprechend einem Berührungswinkel Θ dieses Schrägwälz­ lagers mit der Mittelachse der Antriebswelle (4) ist, R der Schnittpunkt der Wirklinie der auf das erste Abtriebszahnrad (13) wirkenden radialen Bela­ stung mit der Mittelachse der Antriebswelle (4) ist und Q der Schnittpunkt der Wirklinie der auf das Radiallager (8) wirkenden Belastung mit der Mittel­ achse der Antriebswelle (4) ist.

4. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Abtriebszahnrad (13) eine Hohlwelle (13D) aufweist, die in Richtung auf die Antriebsscheibe (1) vorspringt und die Abtriebsscheibe (2) durchdringt, und daß das Radiallager (8) zwischen der Antriebswelle (4) und dem inneren Umfang eines Endabschnitts der Hohlwelle (13D) angeordnet ist, der die Ab­ triebsscheibe (2) durchdrungen hat.

5. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß zwi­ schen der Hohlwelle (13D) und einer inneren Umfangsfläche der Abtriebs­ scheibe (2) ein Zwischenraum (24) besteht.

6. Stufenloses Getriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, gekenn­ zeichnet durch Mittel (21) zur Sicherung des Radiallagers (8) an dem ersten Abtriebszahnrad (13).