DE19826591A1

DE19826591A1 - Toroidgetriebe für Fahrzeuge

Info

Publication number: DE19826591A1
Application number: DE1998126591
Authority: DE
Inventors: Peter Tenberge
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1998-06-15
Filing date: 1998-06-15
Publication date: 1999-12-16

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Toroidgetriebe für den Einsatz in Fahrzeugen. Es besteht aus einer Antriebswelle, einer Abtriebswelle, einem toroidischen Traktionsgetriebe mit zwei Antriebsscheiben, zwei Abtriebsscheiben und mehreren Zwischenrollen sowie einem Schaltgetriebe. Das Getriebe hat koaxiale An- und Abtriebswellen und kommt dazu ohne Stirnradstufen aus. Die Abtriebsscheiben sitzen auf der inneren Zentralwelle = Abtriebswelle. Die Antriebsscheiben liegen zwischen den Abtriebsscheiben. Ein antriebsseitiges Planetengetriebe mit i0 = 1 verbindet Antrieb und Antriebsscheiben. Eine spezielle Verzahnungsgeometrie reduziert dabei die Verluste in diesem Planetengetriebe und sorgt mit einer Gesamtüberdeckung von 6 für einen ruhigen Lauf. Das Getriebe nutzt den Toroidvariator nur für die Vorwärtsfahrt. Für die Rückwärtsfahrt gibt es eine feste Übersetzung. Die Basisgeometrie des neuen Variators liegt mit Bohr-Wälzverhältnissen von 0,2 bis 0,4 zwischen der bekannter Voll- und Halbtoroidvariatoren. Es lassen sich 3 Zwischenrollen pro Halbgetriebe unterbringen. Zur Einleitung einer Übersetzungsveränderung werden die Zwischenrollen im Torusraum verdreht und nicht verschoben. Die Hebelverhältnisse im Stellsystem führen zu kleinen Öldrücken und kleinen Ölvolumina für schnelle Regelungen. Für eine schnelle und stabile Übersetzungsregelung wird die Position der Zwischenrollen vom Kolben des Regelventils selbst angetastet. Der Spitzenwirkungsgrad des Komplettgetriebes liegt deutlich ...

Description

Die Erfindung betrifft ein Toroidgetriebe für Fahrzeuge, bestehend aus einer Antriebswelle, einer Abtriebswelle, einem toroidischen Traktionsgetriebe mit zwei Antriebsscheiben, zwei Abtriebsscheiben und mehreren Zwischenrollen sowie einem Schaltgetriebe.

Traktionsgetriebe in Toroidbauform stellen für die Anwendung in Fahrzeugen eine interessante Alternative zu stufenlosen Getriebekonzepten z. B. mit Umschlingungsgetrieben und auch zu bekannten Automatikgetrieben dar. Gegenüber Automatikgetrieben weisen sie einen größeren und stufenlos regelbaren Übersetzungsbereich auf. Damit lassen sich Verbrauchs- und Dynamikvorteile erzielen. Gegenüber stufenlosen Umschlingungsgetrieben haben Traktions getriebe bei höheren Leistungen eine höhere Leistungsdichte. Getriebe für Anwendungen bis zu 500 Nm und mehr sind in zu Automatikgetrieben vergleichbaren Bauräumen darstellbar. Aufgrund ihrer gestreckten Bauform sind Traktionsgetriebe besonders für einen Längseinbau im Fahrzeug geeignet, der in dieser Leistungsklasse überwiegt. Außerdem laufen Traktions getriebe fast so leise wie elektrische oder teilelektrische Getriebe und viel leiser als Umschlin gungsgetriebe und hydrostatisch leistungsverzweigte Getriebe. Auch dieser Vorteil zählt in hohen Leistungsklassen besonders.

Derzeit gibt es zwei Traktionsgetriebekonzepte im Prototypen- bis Vorserienstadium. Die TOROTRAK Ltd. aus England bietet ein Volltoroidgetriebe (Fig. 1), NISSAN und die NSK Ltd. aus Japan ein Halbtoroidgetriebe (Fig. 2) an. Die Erprobungsträger beider Anbieter unterscheiden sich wesentlich im Gesamtautbau. TOROTRAK verfolgt in der in Fig. 1 dargestellten Anwendung ein Konzept mit einem Geared-Neutral-Anfahrbereich und einem anschließenden Fahrbereich ohne Leistungsverzweigung. NSK hat in der in Fig. 2 dargestellten Anwendung seinen Variator mit einem hydrodynamischen Wandler zum Anfahren und einem Wendegetriebe für die Vorwärts-/Rückwärtsumschaltung kombiniert. Beide und weitere Konzepte für Quer- oder Längseinbau sind sowohl mit Voll-, als auch mit Halbtoroidvariator darstellbar.

Toroidgetriebe für hohe Leistungen nach dem Stand der Technik bestehen aus zwei Halbgetrieben, um die Anzahl der parallelen Leistungswege zu erhöhen und um die für die Kraftübertragung nötige Vorspannung im Getriebe ohne verlustreiche Axiallager kurzzu schließen. In den bekannten Getriebevarianten sitzen die beiden Antriebsscheiben auf einer inneren Zentralwelle koaxial zum Antrieb. Die beiden Abtriebsscheiben sitzen dann auf einer äußeren Zentralwelle zwischen den Antriebsscheiben. Die Leistung wird über Vorgelege zum Getriebeabtrieb geführt. Ein koaxialer Abtrieb über eine Hohlwelle über eine Antriebsscheibe hinweg ist aus der Literatur zwar bekannt, aber bei den heute üblichen Rollenaufhängungen mit hydraulischen Kraftregelungen nicht wettbewerbsfähig darstellbar.

Im Torusraum zwischen den Zentralscheiben sitzen Zwischenrollen, die die Leistung von den Antriebs- zu den Abtriebsscheiben übertragen und die sich zur Einstellung verschiedener Übersetzungen um eine Schwenkachse, die den Torusmittenkreis tangiert, verdrehen lassen.

Die für die Kraftübertragung erforderliche hohe Vorspannung zur Erzeugung der Kontakt normalkräfte wird vorzugsweise zwischen den beiden Antriebsscheiben aufgebracht, da die antriebsseitige axiale Scheibenbelastung bei allen Nicht-Volltoroiden kleiner als die abtriebs seitige ist. Nur beim Volltoroid sind diese beiden axialen Scheibenbelastungen gleich. Die Vor spannung wird hydraulisch, mechanisch oder kombiniert aufgebracht. Bei der mechanischen Anpressung erzeugt das Antriebsdrehmoment über schiefe Ebenen eine zu ihm proportionale Axialkraft. Die mechanischen Anpresssysteme wirken nahezu verzögerungsfrei auf Last wechsel, müssen aber beim Wechsel von Zug- zu Schubbetrieb kleine Spiele durchlaufen. Mit hydraulischen Anpresssystemen läßt sich die Vorspannung zwar drehmomentunabhängig, dafür aber nur wesentlich träger regeln.

Die Kraftübertragung in Traktionsgetrieben erfolgt über hydrodynamische Reibung in mehreren Gleitwälzkontakten. In Gleitwälzkontakten steigt der örtliche Reibwert in einer Kontaktstelle mit dem örtlichen Schlupf. Erst bei großen für die Praxis nicht mehr relevanten Schlupfwerten fällt der Reibwert dann wieder mit wachsendem Schlupf aufgrund von Temperatureffekten. Der mittlere Nutzreibwert ist das Verhältnis von Umfangskraft zu Kontaktnormalkraft. Sein Verlauf über dem Schlupf hängt stark vom Verhältnis der Bohrbewegung zur Wälzbewegung im Kontakt ab. Für das gleiche Verhältnis von Umfangskraft an den Scheiben zu Anpressung benötigen deshalb Volltoroidgetriebe einen höheren Schlupf (bis < 2%) als Halbtoroidgetriebe (< 1%).

In allen modernen Toroidgetrieben wird die Umfangskraft an den Zwischenrollen hydraulisch zum Getriebegehäuse abgestützt. Nur so lassen sich kompakte Bauformen, gleichmäßige Leistungsverzweigungen und schnelle Regelungen erzielen.

Ein Toroidgetriebe läuft immer dann bei konstanter Übersetzung, wenn sich die Drehachsen der Zentralscheiben und der Rollen schneiden und wenn an den Rollen ein Kräftegleichgewicht zwischen den Traktionskräften und der hydraulischen Stützkraft vorliegt. Eine Übersetzungs verstellung wird durch ein Kräfteungleichgewicht eingeleitet. Bei konstanter Last kann dies durch Änderung des Öldruckes in den Kolben erfolgen. Bei konstantem Druck initiiert jede Laständerung eine Übersetzungsverstellung.

Die Reibungskräfte in den Kontaktstellen lassen sich in eine Umfangs- und eine Kippkomponente aufteilen. Sie wirken an einer Zentralscheibe und der Zwischenrolle in entgegengesetzter Richtung. Für eine konstante Übersetzung müssen die Reibungskräfte in Umfangsrichtung und die Normalkräfte an einer Rolle mit der Stützkraft der Rollenlagerung im Gleichgewicht stehen. Die Kippkräfte müssen null sein.

Ein Kräfteungleichgewicht führt zu einer Bewegung der Rollen im Torus in der Art, daß sich die Drehachsen nicht mehr schneiden. In den Kontaktstellen zu den Zentralscheiben treten dann sofort Gleitbewegungen auf, denen Kippkräfte entgegen wirken, die die Rollen zu anderen Übersetzungen hin verkippen wollen. Sobald die Kippmomente aus den entsprechenden Reibungskräften die Haftreibung im Verstellsystem überwinden, verstellt sich die Übersetzung. Da die Rollenlagerungen möglichst reibungsarm sind und geringe Drehmassen haben, reichen kleinste Abweichungen der Drehachsen aus, um sehr schnelle Übersetzungsänderungen zu erreichen. Toroidgetriebe reagieren deshalb ausgesprochen "nervös" auf Änderungen des Betriebszustandes, was für bestimmte Verstellvorgänge hohe Anforderungen an die Regelung stellt.

Je nach Änderung der Abtriebslast oder des Antriebsdrehmomentes endet die Verstell bewegung nach einem ersten Kräfteungleichgewicht von selbst, oder muß durch einen gezielten Regeleingriff beendet werden.

Verstellvorgänge bei Zugbetrieb und konstanter Abtriebslast enden von selbst. Der veränderte Stelldruck für den neuen Betriebszustand initiiert den Verstellvorgang, der dann von selbst endet, da sich bei konstanter Abtriebslast durch die Übersetzungsänderung die Rollenkräfte so verändern, daß sich wieder ein Gleichgewicht einstellt.

Verstellvorgänge bei Zugbetrieb und konstantem Antriebsmoment sind aufwendiger zu regeln. Um eine Übersetzungsänderung bei konst. Antriebsdrehmoment zu initiieren, muß der Stelldruck zuerst kurzzeitig in eine Richtung verändert werden, anschließend aber schnell in die andere Richtung, um die Verstellbewegung wieder einzufangen und den Vorgang zu beenden.

Die o. a. Ausführungen gelten entsprechend, wenn Übersetzungsverstellungen nicht durch Änderung des Reaktionsdruckes an den Führungsstangen, sondern durch Änderungen der Last eingeleitet werden.

Beim Wechsel von Zug- zu Schubbetrieb vertauschen sich für das Toroidgetriebe Antrieb und Abtrieb. Damit ändern sich auch die Kriterien für eine stabile und eine instabile Regelung:

- Motor treibt im Zugbetrieb
Übersetzungsverstellung bei konstantem Achsdrehmoment endet von selbst
Übersetzungsverstellung bei konstantem Motordrehmoment endet nicht von selbst
- Fahrzeug treibt im Schubbetrieb
Übersetzungsverstellung bei konst. Achsmoment (hier Antrieb) endet nicht von selbst
Übersetzungsverstellung bei konst. Motormoment (hier Abtrieb) endet von selbst.

Durch die Verstellbewegung ändert sich der Schlupf in den Kontaktstellen und damit die momentan übertragene Umfangskraft. Im Zugbetrieb bei konstanter Achslast sowie im Schub betrieb bei konstantem Motormoment führt ein Kräfteungleichgewicht zu einer Verstell bewegung und damit zu einer Schlupfänderung, die das Kräflegleichgewicht wieder herstellt. Hier liegt eine stabile Regelung vor. Die Änderung des Stelldruckes muß nur möglichst genau der Änderung des Lastzustandes entsprechen. In den anderen Betriebszuständen führt ein Kräfteungleichgewicht zu Verstellbewegungen, die das Ungleichgewicht vergrößern. Die Regelung wird dann sehr empfindlich. Die Änderung des Stelldruckes muß zuerst die Verstellung initiieren, dann durch eine Veränderung in anderer Richtung beenden und anschließend möglichst genau der Änderung des Lastzustandes entsprechen.

Da sich im praktischen dynamischen Fahrbetrieb Fahrwiderstand, Übersetzung und Motorlast ständig ändern, sind in Toroidgetrieben immer sehr komplexe und schnelle Regelung zu realisieren. Da sich die Kraft-Schlupfverhältnisse und die Rollenaufhängungen in Halb- und Volltoroidgetrieben erheblich unterscheiden, haben beide Variatortypen verschiedene Regelungskonzepte sowie Sensoren und Aktoren, die diese Besonderheiten berücksichtigen.

Bei Volltoroidgetrieben tangiert die Verbindungslinie zwischen den beiden Kontaktstellen einer Zwischenrolle den Mittenkreis des Torus. Dadurch stehen sich die Kontaktnormalkräfte an den Zwischenrollen genau gegenüber und heben sich gegenseitig weitgehend auf (Nur bei einem Gehäusewinkel 0 heben sie sich vollständig auf). Die Rollenlagerung wird nur durch die relativ geringen Traktionskräfte aus der Drehmomentübertragung belastet. Dies ermöglicht eine einfache und leichte Aufhängung der Zwischenrollen. 3 Zwischenrollen pro Halbgetriebe und damit eine stabile Aufteilung der axialen Vorspannung auf drei Stützen sind ohne Probleme möglich. Die Traktionskräfte an den Rollen werden über Öldruck zum Gehäuse abgestützt. Gleiche Öldrücke in den Stellkolben aller 6 Zwischenrollen führen zu einer exakt gleichmäßigen Aufteilung der Leistungsübertragung. Minimale Unterschiede in der Kolbenreibung sind hier vernachlässigbar.

Bei Volltoroidgetrieben liegt das Bohr-Wälzverhältnis im Bereich von 0,8 bis 1. Der Nutzreib wert steigt dann wesentlich langsamer mit dem Schlupf als bei Halbtoroidgetrieben mit Bohr-Wälzverhältnissen zwischen -0,1 und 0,2. Für die Regelung von Volltoroidgetrieben bedeutet das, daß bei einem Kräfteungleichgewicht größere Schlupfänderungen und damit größere Regelbewegungen nötig sind, um eine bestimmte Kraftänderung zu erreichen.

Um die schnellen Verstellbewegungen zu dämpfen und um die stabilen Regelbereiche zu vergrößern, stehen im TOROTRAK-Getriebe die Stellachsen der Kolben nicht senkrecht zur Getriebeachse, sondern um einen bestimmten Gehäusewinkel geneigt. Sobald dieser Winkel nicht 0 ist, gehört zu jeder Übersetzung eine andere Kolbenposition, bei der sich die Drehachsen für eine konstante Übersetzung schneiden. Eine Übersetzungsverstellung ist damit immer mit einer axialen Verschiebung des Stellkolbens verbunden. Über eine Drosselung der Ölleitungen kann dann eine Verstellbewegung gedämpft werden.

Ein Kräfteungleichgewicht führt zwar auch dann sofort zu einer Verstellung der Übersetzung. Eine kleine Verstellung der Laufradien führt aber bei bestimmten Gehäusewinkeln die Drehachsen wieder zum Schnitt und die Verstellmomente verschwinden. Je größer dieser Gehäusewinkel ist, desto kleiner sind dann die lastabhängigen Übersetzungsschwankungen und desto mehr Zeit hat die Regelung, auf eine Laständerung zu reagieren.

Die geschickte Wahl dieses Gehäusewinkels vergrößert somit die stabilen Regelbereiche, aber nur in einer Drehrichtung des Getriebes. In der anderen Drehrichtung werden die stabilen Regelbereiche kleiner. Nicht zuletzt deshalb arbeitet das TOROTRAK-Getriebe mit einem leistungsverzweigten Geared-Neutral-Anfahrbereich, der auch das Rückwärtsfahren abdeckt. In allen Fahrzuständen ist die Drehrichtung im Variator gleich. Der andere Grund für einen Geared-Neutral-Anfahrbereich liegt darin, daß dann nach dem Starten des Motors auch, wenn das Fahrzeug steht, das Traktionsgetriebe immer dreht und ein trennender Ölfilm in den Traktionskontakten vorliegt.

Hierauf verzichtet NSK bei seinem Halbtoroidgetriebe. Bei Halbtoroidgetrieben wird nur die innere Hälfte des Torusraumes ausgenutzt. Die Verbindungslinie zwischen den beiden Kontaktstellen einer Zwischenrolle durchstößt den Mittenkreis des Torus. Die Kontakt normalkräfte an einer Zwischenrolle heben sich nicht mehr auf. Sie erzeugen eine erhebliche Axiallast für das Rollenlager. Die Forderung nach einer reibungsarmen Rollenverstellung führt zu einer aufwendigen Rollenlagerung. Aus Platzgründen gibt es deshalb bisher nur Halbtoroid getriebe mit 2 Rollen pro Halbgetriebe. Über Hebel mit reibungsarmen Wiegegelenken werden die hohen Lagerkräfte dieser 2 Rollen gegeneinander kurzgeschlossen. Die Aufteilung der hohen Getriebevorspannung auf nur 2 Stützen erfordert außerdem eine hohe Fertigungs genauigkeit, um zusätzliche Biegemomente im Getriebe zu vermeiden.

Auch im Halbtoroidgetriebe werden die Traktionskräfte über Öldruck zum Gehäuse abgestützt. Zwar sind auch hier gleiche Öldrücke an allen Stellkolben einfach zu realisieren. Die höhere Reibung in den Rollenlagerungen kann jedoch zu stärkeren Ungleichförmigkeiten in der Leistungsverteilung auf die parallelen Wege führen.

Das Grundprinzip der Kraftübertragung und der Kraft- bzw. Drehmomentregelung über die hydraulischen Stellkräfte als Reaktion auf die Traktionskräfte ist bei beiden Getriebevarianten gleich. Aufgrund der höheren Reibung in der Rollenlagerung reagiert das Halbtoroidgetriebe jedoch nicht so empfindlich auf Laständerungen. Außerdem reduziert die steile Nutzreibwert- Schlupf-Kurve die nötigen Verstellbewegungen und Schlupfänderungen bei Lastwechseln.

Um darüber hinaus die Regelung zu stabilisieren, wird beim NSK-Variator die Rollen bewegung (Verdrehung zur Laufradienänderung und Bewegung in Richtung der Stellachse) auf das Druckregelventil zurückgeführt und mit einem Sollwertsignal für eine bestimmte Übersetzung verglichen. Dies führt dazu, daß der Stellkolbendruck immer so geregelt wird, daß die Übersetzung der über einen Stellmotor vorgegebenen Sollübersetzung entspricht.

Ein Gehäusewinkel der Rollenstellachse ist bei Halbtoroidgetrieben aus Platzgründen meist nicht möglich. Im NISSAN-Getriebe nach Fig. 2 mit vorgeschalteter Wendestufe würde ein für die Vorwärtsfahrt günstiger Gehäusewinkel die Regelung bei Rückwärtsfahrt verschlechtern.

In dieser Anwendung dient ein hydrodynamischer Wandler zum Anfahren. Bei jedem Fahrzeughalt steht der Variator und muß bei Fahrzeugbeschleunigung aus der Mischreibung heraus durchaus bei Vollast einen kraftübertragenden Schmierfilm aufbauen. Da Halbtoroid getriebe jedoch nur wenig Schlupf aufweisen, ähnlich wie hochbelastete Axial-Rollenlager, und Vollastanfahrten insbesondere bei Hochleistungsfahrzeugen selten sind, können Halbtoroid getriebe mit einem Wandler anfahren.

Die folgende Übersicht stellt Vor- und Nachteile von Voll- und Halbtoroidgetrieben gegen über. Volltoroidgetriebe sind durch eine wesentlich einfachere Rollenlagerung und 3 Rollen pro Halbgetriebe gekennzeichnet. Dafür haben Halbtoroidgetriebe nur halb so hohe Verluste in den Traktions-Kontaktstellen und kleinere Zentralscheiben mit kleineren Massenträgheiten.

Aus der genauen Analyse der Vor- und Nachteile der bekannten Voll- und Halbtoroidgetriebe lassen sich die Anforderungen an ein neues, besseres Traktions-Fahrzeuggetriebe ableiten. Der Erfindung liegt danach folgende Aufgabenstellung zugrunde:
Ein optimiertes Getriebe soll ein "Halbtoroidgetriebe" sein, bei dem jedoch die Geometrie so in Richtung Volltoroid geändert wird, daß das Bohr-Wälzverhältnis etwa zwischen 0,2 und 0,4 liegt. Die Nutzreibwert-Schlupf-Kurve und der Kontaktwirkungsgrad wird sich dadurch nur wenig verschlechtern. Die Lagerkräfte an den Rollen verringern sich jedoch erheblich (ca. 50%). Die Rollenlagerung ist zwar immer noch aufwendiger als bei Volltoroidgetrieben, aber sie wird so klein, daß sich 3 Rollen pro Halbgetriebe unterbringen lassen.

Für die Regelung sollen die Prinzipien des NSK-Halbtoroidgetriebes übernommen werden. Das heißt, das Getriebe wird eine hydraulische = Drehmomentregelung haben mit Rückführung der Verstellbewegung zum Stellventil, um schnelle Druckanpassungen zu erreichen. Soweit möglich, soll auch eine selbststabilisierende Rollenbewegung realisiert werden, bei der eine Übersetzungsänderung durch ein neu entstehendes Kräftegleichgewicht von selbst endet.

Die axiale Vorspannung wird hydraulisch aufgebracht, da die Abweichung vom NSK-Halb toroid eine drehmoment- und übersetzungsabhängige Anpressung für einen über der Über setzung nahezu konstanten Nutzreibwert erfordert.

Der Gesamtgetriebeaufbau soll möglichst einfach werden, um zusätzliche Verluste aus momentan ungenutzten Getriebeteilen zu vermeiden. Ideal für einen Längseinbau wäre eine Lösung mit koaxialem An- und Abtrieb ohne zusätzliche verlust- und gewichtsbringende Stirnradstufen.

Es soll mit einem automatisierten Anfahrelement, vorzugsweise einem in hohen Leistungsklassen anerkannt komfortablen Wandler, angefahren werden.

Für die Rückwärtsfahrt reicht eine feste Übersetzung vom Betrag der max. Übersetzung vorwärts aus. Dies entschärft die Regelungsproblematik bei Rückwärtsfahrt.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe nach dem kennzeichnenden Teil des Anspruches 1 dadurch gelöst, daß das Schaltgetriebe ein Umlaufgetriebe mit mindestens 3 Wellen aufweist. Eine erste Welle ist mit einer der beiden Anschlußwellen, entweder der Antriebswelle oder der Abtriebswelle verbunden. Die zweite Weile ist mit den beiden Antriebsscheiben des Toroid variators verbunden, die dritte Welle mit mindestens einer der Abtriebsscheiben des Toroid variators. Das Umlaufgetriebe gestattet die koaxiale Durchleitung entweder der Antriebs leistung von der Antriebswelle zu den inneren Toroidscheiben oder der Abtriebsleistung von den inneren Toroidscheiben zur Abtriebswelle. Dadurch können Stirnradstufen entfallen. Der Wirkungsgrad steigt an. Der Bauaufwand sinkt. Die Verbindung der dritten Welle mit mindestens einer der Abtriebsscheiben reicht aus, da die Abtriebsscheiben nicht drehfest miteinander verbunden sein müssen. Zwischen ihnen muß nur die Vorspannung axial abgestützt werden können. Das kann auch über ein Axiallager geschehen. Nicht drehfest miteinander verbundene Abtriebsscheiben ermöglichen zwei getrennte Abtriebe, z. B. einen Abtrieb für die Vorderachse und einen für die Hinterachse eines Fahrzeuges.

In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist nach Anspruch 2 die erste Welle mit der Antriebswelle, die zweite mit den Antriebsscheiben und die dritte mit mindestens einer Abtriebsscheibe verbunden. Dadurch wird die Antriebsleistung zu den inneren Toroidscheiben als Antriebsscheiben durchgeleitet. Die max. Antriebsdrehmomente im Getriebe sind kleiner als die max. Abtriebsdrehmomente. Die antriebsseitige Leistungsführung nach innen erfordert somit ein kleineres Umlaufgetriebe.

Nach Anspruch 3 ist die dritte Welle eine Stegwelle mit mehreren Planetenrädern, die mit den Sonnen- oder Hohlrädern der ersten und zweiten Welle kämmen. Nach Anspruch 4 tragen die erste und zweite Welle identisch große Sonnenräder, die mit in beiden Eingriffen identischen Stufenplaneten kämmen. Dadurch baut das Umlaufgetriebe einfach und klein.

Nach Anspruch 5 werden die Zähnezahlen und die Verzahnungswerkzeuge so gewählt, daß sich eine Profilüberdeckung im außenverzahnten Zahneingriff von 2 und eine ganzzahlige Sprungüberdeckung von z. B. 4 ergibt. Die Wälzgeschwindigkeiten in diesem Umlaufgetriebe sind konzeptbedingt relativ hoch. Durch die besondere Verzahnungsauslegung erhält man kleine Zahnhöhen und einen flachen Eingriffswinkel. Dies führt zu geringen Gleit geschwindigkeiten in der Verzahnung und damit zu geringen Verlusten. Die hohe Gesamt überdeckung bewirkt außerdem geringe Eingriffsstöße und damit ein leises Laufgeräusch.

Nach Anspruch 6 weist das Umlaufgetriebe eine weitere Welle auf, die mit dem Getriebe gehäuse verbindbar ist. Dadurch wird das Umlaufgetriebe zum Schaltgetriebe. Nach Anspruch 7 hat diese weitere Welle ein Hohlrad, das mit den gleichen Planeten der Stegwelle kämmt. Dadurch baut das Schaltgetriebe sehr kompakt.

Das Schaltgetriebe weist nach Anspruch 8 noch eine Kupplung auf, mit der die zweite Welle mit den Antriebsscheiben oder den Abtriebsscheiben des Traktionsgetriebes verbindbar ist, vorzugsweise jedoch mit den Antriebsscheiben. Durch diese Kupplung wird der Antrieb mit dem Toroidvariator verbunden, so daß dieser die Leistung bei Vorwärtsfahrt wandelt. Bei geschlossener Bremse und offener Kupplung wird im Schaltgetriebe ein Rückwärtsgang geschaltet, der unter Umgehung des Variators den Antrieb mit fester Übersetzung mit dem Abtrieb verbindet.

Nach den Ansprüchen 9 und 10 weist das Getriebe noch ein Anfahrelement zwischen Antriebswelle und erster Welle auf. Dieses Anfahrelement soll vorzugsweise ein hydrodynamischer Wandler oder eine geregelte Reibungskupplung sein.

Zur Kraftübertragung müssen Toroidvariatoren axial vorgespannt sein. Hydraulische Vorspanneinrichtungen bieten die Möglichkeit, die Vorspannung abhängig von vielen Parametern einzustellen. Um das Druckniveau für die Vorspannung klein zu halten soll nach Anspruch 11 die hydraulische Vorspanneinrichtung mehrere Druckkolben aufweisen. Nach Anspruch 12 wirkt einer der Druckkolben gleichzeitig auf die Kupplung, die den Variator in den Leistungsfluß einbindet. Vorspannung und Kupplungskraft werden durch den gleichen Ölanschluß beaufschlagt. Das reduziert das benötigte Ölvolumen wie auch die Verluste an den Drehübertragern.

Die Grundvorspannung wird durch Federn erzeugt, die so in der Vorspanneinrichtung wirken, daß nach Anspruch 13 dadurch nicht die Kupplung mit Kraft beaufschlagt wird.

Die Ansprüche 14 bis 21 beschreiben die Rollenlagerungen zwischen den Toroidscheiben und das Verstellsystem sowie Aufbau und Anordnung mindestens eines Regelventiles.

Nach Anspruch 14 weist jede Traktionsgetriebehälfte mehrere, vorzugsweise drei Zwischen rollen auf. Jede Zwischenrolle ist über eine Exzenterlagerung in einer Lagerbrücke gelagert. Jede Lagerbrücke ist ihrerseits in einem Rollenhebel einer Verstelleinrichtung gelagert. Die Exzenterlagerung erlaubt den Ausgleich elastischer Verformungen im Getriebe und bewirkt, daß die Zwischenrolle sich immer mit gleicher Kontaktnormalkraft an beiden Scheiben abstützt. Die Lagerung der Lagerbrücke im Rollenhebel erlaubt das Verkippen der Rollen zu anderen Übersetzungen hin.

Jeder Rollenhebel ist nach Anspruch 15 über zwei Zapfen direkt oder indirekt im Getriebe gehäuse gelagert und weist mindestens einen Hebelarm auf, der mit einem Stellkolben in Verbindung steht. Die Drehbewegung des Rollenhebels um die Zapfenmitten führt dazu, daß sich die Drehachse der Zwischenrolle nicht mehr mit den Scheibenachsen schneidet. Dadurch wird eine Verstellbewegung eingeleitet. Um eine Zwischenrolle auszulenken, wirkt mindestens ein Stellkolben über einen Hebelarm auf den Rollenhebel.

Damit im Berührpunkt zwischen Hebelarm und Stellkolben nur sehr geringe Gleitbewegungen auftreten, liegt dieser Berührpunkt nach Anspruch 16 auf der senkrechten Verbindung von der Mittellinie der Zapfen zur Mittellinie eines Stellkolbens.

Nach Anspruch 17 ist die Lagerung zwischen Lagerbrücke und Rollenhebel aufgeteilt in ein Radiallager und ein Axiallager, deren Mittellinie den Torusmittenkreis tangieren. Die Lauf bahnen des Axiallagers bilden zumindest partiell Schraubenlinien um diese Mittellinie. Eine Verkippung zu einer anderen Übersetzung hin erzeugt dann immer einen Axialschub der Lagerbrücke zum Rollenhebel. Dadurch können die Drehachsen Weder zum Schnitt kommen.

Nach Anspruch 18 weist das Getriebe mindestens ein Regelventil auf, das im wesentlichen aus drei Teilen besteht. Ein mit den Gehäuse verbindbares Außenteil trägt die hydraulischen Zu- und Ableitungen. Ein Sollwertkolben gibt eine Sollposition für einen Rückführkolben vor. Der Rückführkolben drückt nach Anspruch 19 mit einer Tastspitze gegen eine Tastfläche, die mit der Lagerbrücke verbindbar ist, und führt somit die Rollenbewegung auf kürzestem Weg in das Regelventil zurück. Daraus ergeben sich veränderte Drücke für die Stellkolben, um den Rückführkolben in der Sollposition zu halten.

Nach Anspruch 20 sitzt die Tastfläche direkt auf der Lagerbrücke exzentrisch zur Mittellinie von Lagerbrücke zum Rollenhebel. Dadurch wird eine Kippbewegung an den Rollen in eine Längsbewegung am Rückführkolben übersetzt. Nach Anspruch 21 schneidet die Mittellinie des Regelventiles nicht die Mittellinie der Zapfen. Dadurch wird auch eine Auslenkung der Rollen zur Einleitung einer Verstellbewegung in eine Längsbewegung am Rückführkolben übersetzt.

Die Erfindung ist nicht nur auf die Merkmale ihrer Ansprüche beschränkt. Denkbar und vorgesehen sind auch Kombinationsmöglichkeiten einzelner Anspruchsmerkmale und Kombinationsmöglichkeiten einzelner Anspruchsmerkmale mit dem in den Vorteilsangaben und zu den Ausgestaltungsbeispielen Offenbarten.

Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in den Fig. 3 bis 5 dargestellt. Die Fig. 1 und 2 beschreiben den Stand der Technik.

Fig. 1 zeigt einen Konstruktionsvorschlag von TOROTRAK für ein Getriebe mit Volltoroid variator für Quereinbau. Fig. 2 zeigt einen Konstruktionsvorschlag von NISSAN/NSK für ein Getriebe mit Halbtoroidvariator für Längseinbau. Beide Getriebe bestehen aus einer Antriebswelle, einer Abtriebswelle, einem toroidischen Traktionsgetriebe mit zwei Antriebs scheiben, zwei Abtriebsscheiben und mehreren Zwischenrollen sowie einem Schaltgetriebe. In beiden Getrieben liegen die beiden Abtriebsscheiben zwischen den Antriebsscheiben. Die Abtriebsleistung wird über zum Teil mehrere Stirnradstufen zur Abtriebswelle übertragen. Im NISSAN/NSK-Getriebe liegt das Schaltgetriebe für eine reine Vorwärts-/Rückwärts umschaltung im Leistungsfluß vor dem Variator. Der Variator überträgt in beiden Schaltstellungen die volle Antriebsleistung. Im TOROTRAK-Getriebe liegt das Schaltgetriebe im Leistungsfluß hinter dem Variator und ist mit einem Überlagerungs-Umlaufgetriebe für einen Geared-Neutral-Anfahrbereich kombiniert.

Fig. 3 zeigt das Konzept eines neuen Toroidgetriebes 14 für einen Fahrzeuglängseinbau. Angefahren wird mit einem hydrodynamischen Wandler mit Überbrückungskupplung als Anfahrelement 19. Das Pumpenrad treibt eine Versorgungspumpe, wie dies aus Automatik getrieben bekannt ist.

Daran schließt sich ein Umlaufräder-Schaltgetriebe 13, 15 an. Es besteht aus der ersten Welle 1 mit dem antriebsseitigen Sonnenrad, der zweiten Welle 2 mit dem toroidseitigen Sonnenrad, fünf Planeten und der dritten Welle 3 = dem Steg des Umlaufgetriebes 15 sowie der weiteren Welle 4 mit dem Hohlrad. Die dritte Welle = Stegwelle ist mit dem Abtrieb 11 verbunden. Das Hohlrad an Welle 4 ist über die Bremse 17 mit dem Gehäuse 16 verbindbar.

Bei geschlossener Bremse 17 wird im Umlaufgetriebe zwischen erster Welle 1 und Steg 3 eine konstante Umlaufübersetzung i₁₅ = 2,75 für die Rückwärtsfahrt direkt zwischen An- und Abtrieb erzeugt. Das Toroidgetriebe wird dabei umgangen. Die Sonnenräder und der Steg des Umlaufgetriebes drehen in die gleiche Richtung.

Die Sonnenräder der Wellen 1 und 2 sind gleich groß und greifen in die gemeinsamen Planetenräder ein. Unabhängig von der Stegdrehzahl haben beide Sonnenräder immer die gleiche Drehzahl. Damit ist ein koaxialer Durchtrieb durch die Stegwelle = Welle 3 realisiert.

Der Toroidvariator besteht aus den beiden Antriebsscheiben 6 und 7, den beiden Abtriebs scheiben 8 und 9 und sechs Zwischenrollen 5. In diesem Getriebe sitzen die Abtriebsscheiben auf einer inneren Zentralwelle, die gleichzeitig die dritte Welle 3 und Stegwelle des Umlaufgetriebes und Abtriebswelle 11 des Getriebes ist. Die beiden Antriebsscheiben liegen zwischen den Abtriebsscheiben und sind über eine äußere Zentralwelle miteinander verbunden. Ohne Stirnradstufen und ohne Hohlwelle über eine Zentralscheibe hinweg liegen hier Antrieb und Abtrieb koaxial.

Bei Vorwärtsfahrt treibt das Sonnenrad der Welle 2 über die Kupplung 18 die Antriebsscheiben 6 und 7. Die Versorgung der Kupplung und der hydraulischen Vorspann einrichtung erfolgt über einen gehäusefesten sternfömigen Stutzen, der in der hinteren Variatorhälfte zwischen den Rollen verläuft und unter der zweiten Antriebsscheibe 7 hindurchgeht. Kupplungskolben und Vorspanneinrichtung 20 bilden eine Einheit. Um ausreichende Vorspannkräfte mit einem Öldruck von max. 20 bar zu erzeugen, beinhaltet die Vorspanneinrichtung ein Doppelkolbensystem mit insgesamt 34.500 mm² Fläche. Ein Kolben wirkt gleichzeitig auf die Kupplung 18. Die Grundanpressung wird über zwei Tellerfedern 21 aufgebaut. Sie wirkt auch bei Rückwärtsfahrt, belastet aber nicht die dann offene Kupplung 18.

Das Toroidgetriebe liefert negative Übersetzungen im Bereich von -2.4 bis -0.415, also einen Stellbereich von 5,78. Bei Vorwärtsfahrt dreht der Abtrieb entgegengesetzt zum Antrieb. Dies muß durch eine entsprechende Achsübersetzung ausgeglichen werden, was bei Kegelrädern keinen Mehraufwand bedeutet. Die relativ kleine maximale Variator-Übersetzung erfordert eh eine Anpassung des Endantriebs zu einer größeren Übersetzung bis hin zu i_EA = 5.

Die für die Verluste im Umlaufgetriebe entscheidende Gleitwälzleistung wächst mit dem Antriebsmoment und der Differenz aus Antriebsdrehzahl und Steg = Abtriebsdrehzahl. Sie ist bei Vorwärtsfahrt besonders hoch, aber immer noch geringer, als wenn man die Abtriebs leistung über mehrere Stirnradstufen leiten würde. Um trotzdem die Verzahnungsverluste zu minimieren, wurde eine besondere Zahnradauslegung gewählt. Der Modul wurde auf 0.7 mm und der Herstellungseingriffswinkel auf 10° reduziert. Die Profilverschiebungssumme wurde mit ca. 0.5 gering gewählt, so daß sich ein flacher Betriebseingriffswinkel ergibt. Die Profilüberdeckung beträgt genau 2. Bei einer gemeinsamen Radbreite von 18 mm und einem Schrägungswinkel von 29,255° erhält man eine Sprungüberdeckung von genau 4. Die Gesamtüberdeckung dieser Außenverzahnung liegt also bei 6, woraus sich ein ruhiger Lauf ergibt. Natürlich erfordert eine Verzahnung mit großen Zähnezahlen eine hohe Fertigungs genauigkeit, um tatsächlich die Umfangskraft auf viele Zähne zu verteilen. Die kleine Zahnkopfhöhe infolge des geringen Moduls führt zu kleinen Gleitgeschwindigkeiten, die hohe Gesamtüberdeckung zu niedrigen Zahnkräften pro Zahn. Aufgrund der höheren Zahnsteifigkeit im Bereich des Wälzpunktes treten die höchsten Zahnkräfte bei den niedrigsten Gleitgeschwin digkeiten auf. All dies führt dazu, daß der Verzahnungsverlustgrad sinkt.

Die Umfangs- und die Axialkräfte an den Planetenrädern heben sich gegenseitig auf. Die Radialkräfte sind wegen des flachen Eingriffswinkels klein. Die Planetenradlager werden somit nur durch geringe Radialkräfte, durch die Fliehkräfte aus der Stegdrehzahl in radialer Richtung und durch die entgegengesetzt wirkenden Umfangskräfte belastet. Das resultierende Stegdreh moment ist 0, obwohl beide Stegwangen gegeneinander verdreht werden.

Fig. 4 zeigt einen konstruktiven Entwurf des Getriebes in einer Auslegung für Antriebs drehmomente bis 400 Nm. Wandler und Pumpeneinheit sind vergleichbar mit denen aus Automatikgetrieben der ZF-HP-Reihe. Die Antriebswelle ist in der vorderen Gehäusewand fest gelagert. Ein Rillenkugellager nimmt die Radialkraft und die geringe Aalkraft aus dem Schubbetrieb auf. Die hohe Aallast bei Zugbetrieb wird über ein Axialnadellager abgestützt. Das Hohlrad der Welle 4 ist aus Montagegründen im Gehäuse gelagert, obwohl es bei Vorwärtsfahrt gegenüber dem Steg = Welle 3 die geringsten Relativdrehzahlen aufweist. Unter Betriebslast steht dieses Lager. Die Abtriebswelle 11 hat abtriebsseitig ein Festlager in Form eines Doppelschrägkugellagers. Das Loslager liegt innerhalb der Antriebswelle 10 direkt unter dem Rillenkugellager der Antriebswelle. Über ein Nadellager in der Mitte der Abtriebswelle wird der gehäusefeste Stutzen gestützt. Auf ihm ist die zweite Antriebsscheibe 7 gelagert. Das Sonnenrad der Welle 2 ist in einem Gehäusestern in der vorderen Variatorhälfte gelagert. Das Kugellager zwischen Welle 2 und Antriebsscheibe 6 dreht nur bei Rückwärtsfahrt relativ.

Die beiden Abtriebsscheiben 8 und 9 sitzen fest auf der Abtriebswelle. Die abtriebsseitige aale Scheibenkraft wird über eine hochfeste Zentralschraube in die Abtriebswelle 11 geleitet und zwischen den Abtriebsscheiben kurzgeschlossen. Das Rad für die Parksperre und das Sensorrad für die Abtriebsdrehzahl sind mit der zweiten Abtriebsscheibe 9 verbunden. Die Antriebsdrehzahl kann von der Motorelektronik oder von einem Sensorrad auf der äußeren Zentralwelle abgegriffen werden.

Der Kolben der Bremse 17 sitzt in der vorderen Gehäusewand, die wie die hintere Gehäuse wand mit dem Hauptgehäuse verschraubt ist.

Wie bei anderen Fahrzeuggetrieben sitzt unterhalb der Getriebewalze der Öltank mit der Steuerung. Die Schmierung der Zentralscheiben und die Versorgung der Vorspanneinrichtung sowie der Kupplung 18 erfolgt über Gehäusesterne in den beiden Variatorhälften.

Fig. 5 zeigt einen Schnitt durch eine Variatorhälfte, um die Rollenlagerung und das Stellsystem zu beschreiben. Die massiven Zwischenrollen 5 bilden den Außenring eines Schrägkugellagers mit einem Druckwinkel von ca. 40°. Der Innenring steckt auf einem Bolzen, der exzentrisch zur Rollendrehachse in einer Lagerbrücke 24 gelagert ist. So eine exzentrische Lagerung 23 ist aus anderen Halbtoroidgetrieben bekannt. Sie ist dafür nötig, daß sich die Zwischenrollen bei axialen Verlagerungen der Zentralscheiben immer so zwischen diesen einstellen, daß die Kontaktnormalkräfte zu beiden Zentralscheiben gleich sind. Ein Axialnadellager reduziert die Reibung bei dieser Bewegung.

Die Lagerbrücke 24 stützt sich über ein Segment-Nadellager gegenüber dem Rollenhebel 25 ab. Solche Segmentlager sind aus hydrostatischen Axialkolbenmaschinen bekannt. Die Mitte des Segmentlagers ist die Schwenkachse der Rollen, die den Torusmittenkreis tangiert.

Der Rollenhebel 25 dreht mit seinen Zapfen 26 um eine Achse, die 106 mm parallel zur Getriebeabtriebswelle liegt. Die Zapfen 26 sind in kombinierten Radial-Axial-Nadellagern gelagert. Wie eine axiale Verschiebung in Richtung der Schwenkachse bewirkt auch eine Verdrehung des Rollenhebels eine Verlagerung der Rollendrehachse. Auch so kann also eine Verstellbewegung initiiert werden.

Jeder Rollenhebel 25 weist zwei Hebelarme 27 auf, auf die über zwei Stellkolben 28 Kräfte wirken. Die Kolbenachsen verlaufen tangential zur Bahn der Berührpunkte der Kolben mit den Rollenhebeln, so daß in diesen Kontaktstellen keine Gleitbewegungen auftreten. Der Abstand Stellkolbenachse zu Drehachse Rollenhebel ist mit 80 mm größer als der Abstand Mitte Zwischenrolle zu Drehachse Rollenhebel mit ca. 50 mm. Daraus ergibt sich eine Übersetzung, die den erforderlichen Druck im Stellkolben zur Abstützung einer bestimmten Umfangskraft reduziert. Die Stellkolben haben einen Durchmesser von 46 mm und damit eine Fläche von 1662 mm². Der kleinste Laufradius an einer Zentralscheibe beträgt 35 mm. Bei einem Antriebs drehmoment von beispielsweise 400 Nm auf diesem Laufradius ergibt das bei 6 Zwischenrollen Umfangskräfte pro Rolle von ca. 1900 N bzw. Stellkolbendrücke von ca. 14,5 bar.

Eine Kolbenbewegung vom 1 mm aus der Stellung für konst. Übersetzung heraus bewirkt bei dieser Anordnung einen Abstand der Drehachsen von Rollen und Scheibe von min. 1,325 mm bei einer Übersetzung i = 1. Dieses Hebel-Verstellsystem kommt also aufgrund der Hebel wirkungen bei niedrigem Druckniveau mit kleineren Ölvolumina für bestimmte Rollen bewegungen im Torus aus. Dies kommt einer schnellen Regelung entgegen.

Zur Regelung weist das Getriebe mindestens ein Regelventil 31 auf, das im wesentlichen aus drei Teilen besteht. Ein mit den Gehäuse verbindbares Außenteil 32 trägt die hydraulischen Zu- und Ableitungen. Ein Sollwertkolben 33 wird von einem Sollwertgeber 35 angesteuert und gibt eine Sollposition für einen Rückführkolben 34 vor. Der Rückführkolben 34 drückt mit einer Tastspitze 36 gegen eine Tastfläche 37 auf der Lagerbrücke und führt somit die Rollen bewegung auf kürzestem Weg in das Regelventil zurück. Daraus ergeben sich veränderte Drücke für die Stellkolben, um den Rückführkolben in der Sollposition zu halten.

Die Tastfläche 36 auf der Lagerbrücke sitzt exzentrisch zur Mittellinie von Lagerbrücke zum Rollenhebel. Dadurch wird eine Kippbewegung an den Rollen 5 in eine Längsbewegung am Rückführkolben übersetzt. Die Mittellinie des Regelventiles 31 schneidet nicht die Mittellinie der Zapfen. Dadurch wird auch eine Auslenkung der Rollen 5 zur Einleitung einer Verstellbewegung in eine Längsbewegung am Rückführkolben übersetzt.

Durch je ein Regelventil pro Variatorhälfte können in beiden Variatorhälfien unterschiedliche Drehmomente geregelt werden. Damit läßt sich im Traktionsgetriebe eine Drehmoment verteilung auf beide Abtriebsscheiben einstellen.

Alle Stellkolben 28 sitzen in einem gemeinsamen Ring, der zur Montage der Rollenhebel geteilt ist. Der Ring hat einen Außendurchmesser von ca. 250 mm, der den Durchmesser des Getriebegehäuses bestimmt. Die Versorgung der Stellkolben erfolgt durch zwei Ringleitungen, die zwischen den beiden Variatorhälften angeordnet sind.

Zwischen den Rollenlagerungen und Verstelleinrichtungen bleibt ausreichend Platz für die beiden dreiarmigen Gehäusesterne zur Ölversorgung und Schmierung/Kühlung der Zentral scheiben und Rollen sowie zur Abstützung von Wellen. Diese Gehäusesterne sind kegelförmig ausgebildet, um nicht mit den Stellkolben zu kollidieren. Das Kühlöl für die Zentralscheiben wird am kleinsten Radius nahezu drucklos zur Vermeidung hoher Planschverluste zugeführt.

Die Ringe für die Stellkolben bilden mit den Gehäusesternen und den kompletten Rollen lagerungen zwei Vormontageeinheiten. Der komplette Toroidvariator mit Abtriebswelle und Planetenradträger kann ebenfalls mit den Rolleneinheiten vormontiert und dann ins Getriebe gehäuse geschoben werden. Anschließend werden der Frontdeckel mit Wandler und Pumpe sowie der abtriebsseitige Deckel angeschraubt und der Abtriebsflansch montiert.

In seinen Abmessungen und bzgl. des Gewichtes ist das neue Traktionsgetriebe wettbewerbsfähig zu Automatikgetrieben dieser Leistungsklasse. Es ist ca. 650 mm lang. Der Wandleraußendurchmesser beträgt ca. 270 mm, der Gehäusedurchmesser bis in den hinteren Bereich des Toroidvariators 260 mm. Soweit das im Konstruktionsstadium bestimmbar ist, liegt das Getriebegewicht zwischen 80 und 90 kg. Durch weitere Leichtbaumaßnahmen läßt sich das Gewicht noch reduzieren.

Bezugszeichenliste

1

erste Welle

2

zweite Welle

3

dritte Welle

4

weitere Welle

5

Zwischenrollen

6

erste Antriebsscheibe

7

zweite Antriebsscheibe

8

erste Abtriebsscheibe

9

zweite Abtriebsscheibe

10

Antriebswelle

11

Abtriebswelle

12

Traktionsgetriebe

13

Schaltgetriebe

14

Toroidgetriebe für Fahrzeuge

15

Umlaufgetriebe

16

Getriebegehäuse

17

Bremse

18

Kupplung

19

Anfahrelement

20

Vorspanneinrichtung

21

Feder für Gundanpressung

22

Verstelleinrichtung

23

Exzenterlagerung

24

Lagerbrücke

25

Rollenhebel

26

Zapfen

27

Hebelarm

28

Stellkolben

29

Radiallager

30

Axiallager

31

Regelventil

32

Außenteil

33

Sollwertkolben

34

Rückführkolben

35

Sollwertgeber

36

Tastspitze

37

Tastfläche

Claims

1. Toroidgetriebe für Fahrzeuge, bestehend aus einer Antriebswelle (10), einer Abtriebswelle (11), einem toroidischen Traktionsgetriebe (12) mit zwei Antriebsscheiben (6, 7), zwei Abtriebsscheiben (8, 9) und mehreren Zwischenrollen (5) sowie einem Schaltgetriebe (13), dadurch gekennzeichnet, daß das Schaltgetriebe (13) ein Umlaufgetriebe (15) mit mindestens 3 koaxialen Wellen aufweist, von denen eine erste Welle (1) mit einer der Anschlußwellen, Antriebswelle (10) oder Abtriebswelle (11), verbindbar ist, eine zweite Welle (2) mit den beiden Antriebsscheiben (6, 7) verbindbar ist und eine dritte Welle (3) mit mindestens einer der Abtriebsscheiben (8, 9) verbindbar ist.

2. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß von den mindestens 3 Wellen (1, 2, 3) des Umlaufgetriebes (15) die erste Welle (1) mit der Antriebs welle (10) verbindbar ist, die zweite Welle (2) mit den beiden Antriebsscheiben (6, 7) verbindbar ist und die dritte Welle (3) mit mindestens einer der Abtriebsscheiben (8, 9) verbindbar ist.

3. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 2, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Welle (1) und die zweite Welle (2) des Umlaufgetriebes (15) außenverzahnte Sonnenräder oder innenverzahnte Hohlräder tragen, die mit Planetenrädern kämmen, die in der dritten Welle (3) als Stegwelle gelagert sind.

4. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Welle (1) und die zweite Welle (2) des Umlaufgetriebes (15) gleich große Sonnenräder tragen, die mit Stufenplanetenrädern mit gleich großen Einzel planeten kämmen.

5. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Verzahnung zwischen Sonnenrad und Planetenrad des Umlauf getriebes (15) eine Profilüberdeckung von 2 und eine ganzzahlige Sprungüberdeckung aufweist.

6. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Umlaufgetriebe (15) eine weitere Welle (4) aufweist, die mit dem Getriebegehäuse (16) über eine Bremse (17) verbindbar ist.

7. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die weitere Welle (4) des Umlaufgetriebes (15) ein Hohlrad aufweist, das mit denselben Planetenrädern kämmt, mit denen die beiden Sonnenräder der Wellen (1) und (2) kämmen.

8. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Schaltgetriebe eine Kupplung (18) aufweist, mit der die zweite Welle (2) mit den Antriebsscheiben (6, 7) oder den Abtriebsscheiben (8, 9) des Traktions getriebes (12) verbindbar ist.

9. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Welle (1) über ein Anfahrelement (19) mit der Antriebswelle (10) verbindbar ist.

10. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Anfahrelement (19) ein hydrodynamischer Wandler oder eine geregelte Reibungskupplung ist.

11. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß das toroidische Traktionsgetriebe eine hydraulische Vorspann einrichtung (20) mit mehreren Druckkolben aufweist.

12. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß das toroidische Traktionsgetriebe eine hydraulische Vorspann einrichtung (20) mit mehreren Druckkolben aufweist, von denen einer gleichzeitig Druckkolben der Kupplung (18) ist.

13. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß die hydraulische Vorspanneinrichtung (20) mindestens eine Feder (21) für eine Grundvorspannung des Traktionsgetriebes (12) beinhaltet, diese Feder aber nicht mit dem Druckkolben für die Kupplung (18) in Verbindung steht.

14. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach dem Oberbegriff oder mindestens einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß jede Traktionsgetriebehälfte mehrere, vorzugsweise drei Zwischenrollen (5) aufweist, die je über eine Exzenterlagerung (23) in einer Lager brücke (24) gelagert sind, wobei jede Lagerbrücke (24) ihrerseits in einem Rollenhebel (25) einer Verstelleinrichtung (22) gelagert ist.

15. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß jeder Rollenhebel (25) über zwei Zapfen (26) direkt oder indirekt im Getriebegehäuse (16) gelagert ist und mindestens einen Hebelarm (27) aufweist, der mit einem Stellkolben (28) in Verbindung steht.

16. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß der Berührpunkt zwischen Hebelarm (27) und Stellkolben (28) auf der senkrechten Verbindung von der Mittellinie der Zapfen (26) zur Mittellinie eines Stell kolbens (28) liegt.

17. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß jede Lagerung zwischen Lagerbrücke (24) und Rollenhebel (25) ein Radiallager (29) und ein Aallager (30) beinhaltet, deren Mittellinien den Torusmittenkreis tangieren, und wobei die Laufbahnen des Aallagers zumindest partiell Schraubenlinien um seine Mittellinie bilden.

18. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebe mindestens ein Regelventil (31) aufweist, das aus einem mit dem Getriebegehäuse verbindbaren Außenteil (32), einem Sollwertkolben (33) und einem Rückführkolben (34) besteht.

19. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß der Sollwertkolben (33) mit einem Sollwertgeber (35) verbindbar ist und der Rückführkolben (34) mit einer Tastspitze (36) gegen eine Tastfläche (37) drückt, die mit einer Lagerbrücke (24) verbindbar ist.

20. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Tastfläche (37) auf der Lagerbrücke (24) sitzt und exzentrisch zur Mittellinie der Lagerung von Lagerbrücke (24) zum Rollenhebel (25) liegt.

21. Toroidgetriebe für Fahrzeuge nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß die Mittellinie des Regelventiles (31) nicht die Mittellinie der Zapfen (26) schneidet.