DE19911297A1 - Stufenloses Reibradgetriebe mit hohem Wirkungsgrad - Google Patents

Abstract

Die Erfindung betrifft ein stufenloses, ein- oder mehrflutiges Getriebe mit direkt aufeinander oder über einen Zwischenkörper aufeinander abwälzenden Reibrädern zum Einsatz bei Kraftfahrzeugen. Die Verstellung der Übersetzung erfolgt durch ein geringfügiges Kippen der Rotationsachse wenigstens eines der Reibräder. Das Getriebe ist selbst im Stillstand und unter Last schaltbar. Es besitzt einen oder mehrere Betriebsbereiche, in denen der Bohrschlupf stark verringert oder gleich Null ist. Diese Betriebsbereiche entsprechen den auf den Verbrauch am stärksten durchschlagenden Übersetzungen. Im Anfahrgang, bei dem durch die Massenträgheit des Motors und durch den Kuppelvorgang besonders hohe Spitzenmomente auftreten können, kann der Bohrschlupf ebenfalls stark reduziert werden. Dadurch erhöht sich das durch die Kontaktfläche übertragbare Drehmoment. Zusätzlich kann ein direkter Durchtrieb oder eine direkte Zahnradstufe alternativ zum Reibradgetriebe geschaltet werden. Mit diesen Maßnahmen kann der Wirkungsgrad des Getriebes in wichtigen Betriebsbereichen deutlich über das sonst bei Reibradgetrieben mögliche Niveau hinaus angehoben werden.

Description

Die Erfindung betrifft ein stufenloses, ein- oder mehrflutiges Reibradgetriebe mit gegensinnig angeordneten, kegelartigen Reibrädern (1; 2), die sich direkt oder über einen zylinderartigen Hohlkörper (3) aufeinander abwälzen. Bei solchen Getrieben erfolgt die Änderung des Übersetzungsverhältnisses dadurch, daß die Achsen der Reibräder zueinander mehr oder minder stark gekippt werden, womit sich unterschied­ liche Laufkreise ergeben.

Stufenlose Getriebe werden bei Fahrzeugantrieben zukünftig stark an Bedeutung gewinnen wird. Ein wichtiges Motiv dabei ist eine Verbrauchsreduzierung des Antriebs­ systems von Fahrzeugen durch stets optimale Übersetzungsverhältnisse. Der breite Einsatz wird jedoch durch den relativ schlechten Wirkungsgrad von stufenlosen Getrieben bislang verhindert oder zumindest erschwert. Reibradgetriebe nach dem oben erwähnten Prinzip besitzen einen einfachen Aufbau und eine sehr gute Verstell­ barkeit. Sie sind als interessante Alternative zu Umschlingungsgetrieben mit Metall­ ketten oder Schubgliederbändern zu sehen, da jene hohe Nebenleistungen für die Regelhydraulik benötigen. Gegenüber Schwenkscheibengetrieben in Volltoroidbau­ weise haben sie den Vorteile des wesentlich geringeren Bohrschlupfes und der Vermeidung von Zwangsschlupf.

Der Verlust bei Reibradgetrieben setzt sich zusammen aus der Lagerreibung, der Wälzreibung in den Kontaktstellen, dem Umfangsschlupf in den Kontaktstellen, dem durch Ungenauigkeiten verursachten Zwangsschlupf bei mehrflutigen Getrieben, den für die Getriebesteuerung und Getriebeverstellung notwendigen Nebenleistungen, sowie dem Bohrschlupf, der sich aus dem Bohrwälzverhältnis ergibt. Letzterem kommt besondere Bedeutung zu, da mit dem Ziel hoher Drehmomentleistungen zur Vermeidung unzulässiger Hertzscher Pressungen stets auch große Kontaktflächen verbunden sind. Folgende Getriebe mit kegelartigen Reibrädern sind in Patentan­ meldungen bekannt geworden.

FR 2131114 A: Das dort gezeigte Getriebe besitzt durch die keilförmigen Rillen zwar eine relativ geringe Lagerbelastung, jedoch einen sehr hohen Bohrschlupf durch den großen Kegelwinkel der im Kontakt stehenden Wälzbahnen. Ferner gibt es einen sehr negativen Einfluß der durch Federpakete erzeugten Anpreßkraft auf die notwendige Verstellkraft, sowie ein hohes Rückstellmoment in die Mittellage.

US 1354486: Dieses Getriebe für einen Fahrzeugantrieb besitzt kegelartige Reibräder, wobei der Eingangsreibkegel eine konkave, der Ausgangsreibkegel eine konvexe Mantellinie hat. Dies bewirkt einen außerordentlich hohen Bohrschlupf in den langen, verbrauchswirksamen Gängen. Die für die Kraftübertragung notwendige Anpreßkraft wird durch hand- oder fußbetätigte Hebel erzeugt, was zu einem hohen Risiko der Getriebezerstörung durch unzureichende Anpreßkräfte führt. Eine Getriebeverstellung unter Last ist nur mit sehr hohen Schaltkräften möglich.

EP 486191 A1: Hier wird ein Getriebe gezeigt, das praktisch frei von Bohrschlupf ist, da sich die zugehörigen Kegelspitzen der jeweiligen Wälzbahnen aller drei miteinander wälzenden Reibräder im Schnittpunkt der Rotationsachsen treffen. Dieses Getriebe kann unter Last jedoch nicht schnell und nicht im Stillstand verstellt werden, da die Verstellung durch ein Verschieben des mittleren Reibkegels gegenüber den kleinen Reibrädern erfolgt. Außerdem führen die vergleichsweise kleinen Durchmesser der Wälzbahnen zu kleinen Kontaktflächen und damit zu einer geringen Drehmoment­ leistung.

Keines dieser Getriebe kommt für einen Einsatz bei Fahrzeugen in Betracht, bei dem gleichzeitig hohe Drehmomentleistung, gute Verstellbarkeit und hoher Wirkungsgrad im Vordergrund stehen.

Aufgabe der Erfindung ist es, ein Getriebe zu schaffen, das in wichtigen Betriebs­ bereichen und insbesondere auch in den verbrauchswirksamen längeren Gängen einen maximalen Wirkungsgrad besitzt und das zugleich leistungsstark und hervor­ ragend verstellbar ist.

Erfindungsgemäß wird ein ein- oder mehrflutiges Reibradgetriebe mit gegensinnig angeordneten und sich direkt oder indirekt über eine zylinderartigen Hohlkörper (3) aufeinander abwälzenden, kegelartigen Reibrädern (1; 2) verwendet. Zur Wirkungs­ gradverbesserung ist der Kegelwinkel und damit das Bohrwälzverhältnis der jeweiligen Wälzbahnen (W1; W2; . . .; Wn) an der Kontaktstelle in wichtigen Betriebsbereichen gegenüber den anderen Betriebsbereichen vermindert und zwar möglichst an allen in Kontakt stehenden Reibrädern (1; 2; 3). Im Idealfall sind die jeweiligen Kegelwinkel der betreffenden Wälzbahnen (W1; W2; . . .; Wn) so bemessen, daß sich die zugehörigen Kegelspitzen im jeweiligen Schnittpunkt (S) der Reibradachsen treffen (Fig. 1). Damit wird das Bohrwälzverhältnis gleich Null, d. h. es findet kein Verlust durch Bohrschlupf statt. In den meisten Fällen dürfte eine gewisse Annäherung an diesen Idealfall genügen um ausreichend hohe Wirkungsgrade zu erzielen. Besonders wichtig, weil bei Straßenfahrzeugen durchschlagend im Verbrauch, ist ein verminderter Bohrschlupf in den längeren Gängen mit einem Übersetzungsverhältnis von: i < Wurzel (R), da dort die größten Laufzeiten erreicht werden. R ist die Getriebespreizung. Die Breite der optimierten Wälzbahnen (W1; W2; . . .; Wn) entspricht dabei nur etwa der Breite der Kontaktfläche (22) bei der für diesen Gang häufigen Drehmomenten. Unter kurzzeitiger Vollast kann ein geringfügig erhöhter Bohrschlupf durch einen Überstand der Kontakt­ fläche (22) über die optimierte Wälzbahn hinaus in Kauf genommen werden. Auf diese Weise ist der zusätzlich notwendige Bauraum in axialer Richtung gering.

In einer weiteren Ausgestaltung wird die Übersetzung, die durch die Motordrehzahl mit dem geringsten Verbrauch bzw. mit dem vollen Drehmoment und der zulässigen inner­ örtlichen Höchstgeschwindigkeit definiert ist, ebenfalls nach dem gleichen geome­ trischen Prinzip mit einem besonders geringen Bohrschlupf ausgestattet. Darüber hinaus können weitere Übersetzungen, die im Betrieb des jeweiligen Fahrzeuges, z. B. eines Kommunalfahrzeuges, wichtig sind, in der gleichen Weise optimiert werden (Fig. 2, 3). Möglich ist auf diese Art auch ein stufenloses Getriebe, das in viele Bereiche mit minimiertem Bohrschlupf aufgeteilt ist, zwischen denen Bereiche mit höherem Bohrschlupf liegen, die vorwiegend lediglich zum Schalten unter Last durchfahren werden (Fig. 4). Dieses Getriebe wird dann ähnlich wie ein gestuftes Getriebe betrieben und hat den Vorteil der sehr geringen Teilezahl und -kosten.

Als weitere Möglichkeit zur Reduzierung der Verluste wird vorgeschlagen, die Wälz­ bahnen (W1; W2; . . .; Wn) eines oder mehrerer wichtiger Betriebsbereiche mit einer gewellten oder gezahnten Oberflächenstruktur zu versehen, die eine formschlüssige Kraftübertragung zwischen den Reibrädern (1; 2) und ggf. dem zylindrischen Hohlkörper (3) zuläßt (Fig. 5-7). In einem genügend breiten Übergangsbereiche (23) steigen die Wellzähne (20) oder Zähne aus der glatten Wälzfläche der übrigen Betriebsbereiche zunehmend auf oder sind zunehmend eingeformt, so daß beim Einwandern der Kontaktfläche (22) in den Übergangsbereich (23) eine Synchronisation zwischen antreibendem und getriebenem Reibrad eintritt. Genügend breit ist der Übergangs­ bereich (23) dann, wenn die in voller Höhe ausgebildeten Wellzähne (20) oder Zähne erst dann miteinander kämmen, wenn die Kontaktfläche (22) den ausschließlich kraftschlüssige Bereich verlassen hat und die Synchronisation stattgefunden hat. Liegt die Kontaktfläche (22) dann voll in der gewellten oder gezahnten Wälzbahn (Ww), also im formschlüssigen Bereich (21), kann der Anpreßdruck stark und in der Regel um mehr als die Hälfte reduziert werden. Dies reduziert die Lagerbelastung und die Lagerreibung, sowie die Wälzreibung an der Kontaktfläche (22) soweit, daß fast der gleiche Wirkungsgrad wie bei einer Stirnradstufe erreicht wird. Die Wellzähne (20) oder die Zähne sollten klein und möglichst unter 1,5 mm hoch sein, da sonst der Übergangsbereich (23) und der notwendige Kippwinkel zu groß werden. Dies würde das Getriebe unnötig vergrößern. Besonders günstig ist der Einsatz dieser Technik im kürzesten Gang wegen der Lastspitzen beim Anfahren, bzw. im für den Verbrauch wichtigsten Gang wegen des maximalen Wirkungsgrades. Speziell bei Lkw bietet sich, wegen der definierten Höchstgeschwindigkeit, auch der längste Gang als auf diese Weise formschlüssig und hocheffizient gemachte Übersetzung an. Herstellungs­ technisch günstig sind solche Verzahnungen am Ende der Kegelkörper.

Zusätzlich oder alternativ wird erfindungsgemäß vorgesehen, das kraftschlüssige Reibradgetriebe im für den Gesamtverbrauch wichtigsten Gang durch einen schalt­ baren direkten Durchtrieb (12) oder eine schaltbare, direkt auf das Differential (10) wirkende Zahnradstufe (11) zu umgehen (Fig. 8, 10,11). Ein solcher direkter Durchtrieb (12) und auch die formschlüssige Zahnradstufe (11) weisen natürlich noch geringere Verluste auf, als ein kraftschlüssiges Getriebe. Das Schalten dieses direkten Ganges erfolgt durch eine Kupplung (17) in Klauen oder Reibflächenausführung, die den direkten Gang oder die Zahnradstufe (11) in Eingriff mit der Eingangswelle (4) bringt. Zum Schalten ist keine Synchronisierung erforderlich und es kann auch unter Last erfolgen, da die Drehzahlunterschiede durch ein exaktes Einstellen des Reibrad­ getriebes auf die Übersetzung des direkten Ganges auf annähernd Null gebracht werden können. Sobald der direkte Gang gegriffen hat, wird das Reibradgetriebe durch eine weitgehende Reduzierung der Anpreßkräfte entlastet und umgekehrt. Es ist sinnvoll, den Schaltvorgang automatisch und elektronisch überwacht durchzuführen. Nimmt man bestimmte negative Rückwirkungen auf die Getriebegröße, auf die Getriebespreizung oder auf die Getriebeleistung in Kauf, ist auch möglich, das Eingangsreibrad (1) deutlich kleiner als das Ausgangsreibrad (2) zu machen, so daß eine Zwischenstufe zur Erzielung der notwendigen Achsübersetzung nicht notwendig ist. Dann wirkt das auf der Ausgangswelle (5) angebrachte Zahnrad direkt auf das Differential (10). Im Frontquereinbau muß dieses in der direkten Stufe aus Gründen des Drehsinnes und der Platzverhältnisse über ein Kettengetriebe oder ober ein Zwischenzahnrad von der Eingangswelle (4) angetrieben werden. Der Gesamt­ wirkungsgrad steigt bei dieser Lösung nochmals an.

Zur Drehrichtungsumkehr wird erfindungsgemäß ein Planetengetriebe (13) innerhalb des Kegelkörpers des Ausgangsreibrades (2) angeordnet (Fig. 8). Das Sonnenrad (14) des Planetengetriebes (13) ist fest mit dem Getriebegehäuse (8) verbunden, der Planetenträger (15) dreht bei geöffneter Lamellenkupplung (30) frei oder er ist bei geschlossener Lamellenkupplung mit dem Ausgangsreibrad (2) verbunden. Das Hohlrad (16) ist direkt mit der Ausgangswelle (5) verbunden und kann über eine zweite Lamellenkupplung (30) mit dem Ausgangsreibrad (2) verbunden werden. Diese Integration des Umkehrgetriebes spart Bauraum in axialer Richtung, was durch die längeren Reibkegel sowohl eine höhere Drehmomentleistung als auch durch den kleineren Kegelwinkel einen geringeren Bohrschlupf bewirkt.

Die zur Getriebesteuerung und zur Getriebeverstellung notwendigen Nebenleistungen werden erfindungsgemäß dadurch minimiert, daß die Lagerung des kippbaren Reib­ rades in einem Verstellrahmen (6) erfolgt, der gegenüber dem Getriebegehäuse (8) mit mehreren wälzenden Stützlagern (7) gelagert ist, die der Abwälzbewegung der beiden Reibräder (1; 2) in ihrer zweiten Hauptebene möglichst exakt auf einer zykloidenartigen Bewegungsbahn folgen. Durch die Verwendung von optimierten Übersetzungs­ bereichen mit geringerem Kegelwinkel ergeben sich Mantellinien für die Laufflächen der Reibräder, die nicht einer bestimmten Kreisbahn, sondern Kurven mit unterschied­ lichen Radien entsprechen. Erfindungsgemäß entsprechen die Wälzkörperlaufbahnen (19) der Stützlager (7) möglichst exakt der sich bei einem Abwälzen der Reibräder (1; 2; 3) aufeinander in ihrer zweiten Hauptebene ergebenden, zykloidenartigen Bewegung. Dadurch treten bei der Getriebeverstellung praktisch nur Wälzbewegungen auf, die trotz der hohen Lagerbelastung nur geringe Verstellkräfte erfordern. Es gibt abgesehen von dieser Wälzreibung keinen Einfluß der Anpreßkraft auf die Getriebe­ verstellung und umgekehrt. Eine solche Stützlagergestaltung ist auch möglich, bei unterschiedlicher Krümmung und veränderlichen Kegelwinkeln, d. h. wenn sich die Wälzebene und die Bezugskoordinaten der Stützlager (7) zur Wälzebene ändern.

Dabei sollte der Übergangsbereich (23) von einem Kegelwinkel auf den anderen stetig erfolgen und nicht zu schmal sein, um zu kleine Wälzradien auf den Laufbahnen 19 der Stützlager zu vermeiden. Werden mehrere Übersetzungsbereiche in Bezug auf den Bohrschlupf optimiert, können sich Laufbahnen 19 mit mehreren Wendepunkten ergeben. In diesem Fall muß der Wälzkörperdurchmesser relativ klein sein, um der Bahn stets folgen zu können. Es ist dann sinnvoll, die Stützkraft auf mehrere Wälz­ körper zu verteilen. Die Laufbahnen 19 der Stützlager sind in ihrer Grobform bei einer Position oberhalb der Wälzebene der Reibräder konvex und unterhalb konkav. Oberhalb bedeutet hier: auf der Seite des kippbaren Reibrades. Zur Führung und exakten Positionierung sind die Wälzkörper mit Führungszähnen 24 versehen, die in entsprechende Aussparungen der Laufbahnen 19 greifen.

Wegen den mitunter stark unterschiedlichen Kegelwinkeln ist eine axiale Aufbringung der zur Kraftübertragung notwendigen Anpreßkraft mittels Keilwälzmechanismen nicht oder nur eingeschränkt möglich. Die Anpreßkraft wird daher mechanisch, hydraulisch oder elektromechanisch erzeugt und mehr oder minder senkrecht zur mittleren Wälz­ ebene auf die Stützlager (7) des Verstellrahmens (6) aufgebracht (Fig. 9). Da nur die Elastizitäten des möglichst steif ausgeführten Getriebegehäuses (8) und der ebenfalls sehr steifen Reibräder (1; 2; ) auszugleichen sind, ergeben sich außergewöhnlich kurze Spannwege. Dies ist eine ideale Voraussetzung für elektromechanische Aktuatoren (18) mit geringstem Energiebedarf und kürzester Reaktionszeit. Sie werden von einer Regel- und Steuerelektronik, die vorzugsweise in das elektronische Motormanagement eingebunden ist, angesteuert.

Bei mehrflutigen Ausführungen (Fig. 11) mit einem gemeinsamen Eingangsreibrad (1) und zwei oder mehr Ausgangsreibrädern (2; 2') wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, eine Feinverstellung der einzelnen Getriebestränge mit dem Ziel vorzunehmen, die gleiche Leistung durch die einzelnen Getriebestränge fließen zu lassen. Dazu werden die durch die Drehmomentübertragung erzeugten Belastungskomponenten der Stützlager (7) beider Ausgangsreibräder (2; 2') hochgenau erfaßt und miteinander verglichen. Unterschiedlich belastete Ausgangsreibräder werden so feinverstellt, daß sie die gleiche Belastung ausfweisen. Dazu wird das Übersetzungsverhältnis des stärker belasteten Getriebeteiles etwas erhöht wird oder die des geringer belasteten Getriebeteiles etwas erniedrigt wird. Bei mehreren Eingangsrädern und einem Ausgangsrad gilt Entsprechendes. Bei einem zweiflutigen Getriebe kann die Leistungs­ verzweigung, bzw. die Leistungszusammenfassung auch über ein Differential oder ein Additionsgetriebe erfolgen. Eine elektronisch geregelte Feinverstellung ist dann nicht notwendig.

Mit diesen preiswerten Maßnahmen wird ein stufenloses Reibradgetriebe geschaffen, das entscheidende Vorteile gegenüber bekannten Getrieben besitzt. Es verbindet hohe Drehmomentleistung mit hohem Wirkungsgrad speziell in wichtigen Betriebsbereichen (Fig. 6) bei bester Verstelldynamik und erfüllt damit die drei wichtigsten Forderungen, die bei modernen Fahrzeuggetrieben bestehen.

Im folgenden wird die Erfindung anhand von Zeichnungen und eines Ausführungs­ beispieles näher erläutert, dabei gehen weitere erfindungswesentliche Merkmale aus der Beschreibung und den Zeichnungen hervor.

Es zeigen:

Fig. 1 die geometrische Grundbedingung für ein Wälzen ohne Bohrschlupf,

Fig. 2 kegelartige Reibräder mit reduziertem Bohrschlupf in drei verschiedenen Betriebsbereichen,

Fig. 3 kegelartige Reibräder mit reduziertem Bohrschlupf in drei verschiedenen Betriebsbereichen und mit einem zwischen beiden laufenden, zylinderartigen Hohlkörper

Fig. 4 Kegelreibräder, die mehrere Bereiche mit geringem Bohrschlupf aufweisen,

Fig. 5 Querschnitt durch eine gewellte Wälzbahn,

Fig. 6 Längsschnitt durch den Übergangsbereich und eine gewellte Wälzbahn,

Fig. 7 ein Ausführungsbeispiel für den Einsatz bei frontgetrieben Pkw mit stark ver­ mindertem Bohrschlupf in den kürzesten und in den längsten Gängen sowie einer direkten Zahnradstufe auf das Differential und einem ins Ausgangs­ reibrad integrierten Planetengetriebe für die Drehrichtungsumkehr,

Fig. 8 die qualitative Darstellung des Getriebewirkungsgrades über den Übersetzungsbereich bei einem Getriebe, das im Anfahrgang einen durch Wellverzahnung optimierten Betriebsbereich hat, das einen im längsten Gang durch Bohrschlupfreduzierung optimierten Betriebsbereich hat und das einen durch und das im verbrauchswirksamsten Übersetzungsverhältnis zusätzlich einen schaltbaren, direkten Antrieb auf das Differential besitzt,

Fig. 9 die wälzenden Stützlager des Verstellrahmens, die der Wälzbewegung der beiden Reibräder bei Verstellung in der zweiten Hauptebene exakt folgen, mit dem zur Erzeugung der Anpreßkraft notwendigen elektromechanischen Aktuator,

Fig. 10 die Anordnung und das Zusammenspiel der Zahnradstufen des Beispieles von Fig. 7, dargestellt durch ihre Teilkreise,

Fig. 11 ein Getriebe mit schräg angeordneten Kegelreibrädern und einer direkten Zahnradstufe auf die Kardanwelle in schematischer Darstellung und mit Schnitt durch die Kegelzahnräder,

Fig. 12 ein zweiflutiges Reibradgetriebe mit schaltbarem, direkten Durchtrieb in schematischer Darstellung.

In den Fig. 8, 9 und 10 ist das erste Ausführungsbeispiel gezeigt. Es handelt sich um ein Getriebe mit zwei kegelartigen Reibräder 1; 2, die in den kleinsten und in den größten Übersetzungen stark verminderte Kegelwinkel und Bohrschlupf aufweisen. Das Getriebe besitzt zusätzlich eine schaltbare Zahnradstufe 11, die die Leistung vom Motor auf das Differential unter Umgehung des Reibradgetriebes überträgt. Das Übersetzungsverhältnis dieser Zahnradstufe 11 liegt in dem für einen günstigen Gesamtverbrauch im Stadtverkehr wichtigsten Übersetzungsbereich. Außerdem hat dieses Getriebe ein in das Ausgangsreibrad 2 integriertes Planetengetriebe 13 zur Schaltung eines Rückwärtsganges. Die Eingangswelle 4 trägt ein Klauenrad, das durch eine Schiebemuffe 25 mit einem mit der Zahnradstufe 11 kämmenden Stirnrad 27 in Eingriff gebracht werden kann. Die Eingangswelle 4 ist in zwei Kugellagern im Getriebegehäuse 8 gelagert und treibt über eine hohle Ausgleichswelle 31 mit homokinetischen Gelenken das Eingangsreibrad 1. Dieses ist in einem kippbaren Verstellrahmen 6 gelagert, welcher über sechs Stützlager 7 gegenüber dem Getriebe­ gehäuse 8 gelagert ist. Die Laufbahnen 19 der Stützlager 7 sind so ausgebildet, daß der Verstellrahmen 6 exakt der sich aus der Form der Reibräder 1; 2 beim Abwälzen in der zweiten Hauptebene ergebenden Bewegungsbahn folgt. Der Verstellrahmen 6 wird durch eine Schubstange verstellt, die in der Zeichnung nicht dargestellt ist. Das getriebene Ausgangsreibrad 2 ist über kräftig dimensionierte Wälzlager im Getriebe­ gehäuse 8 gelagert. Es treibt über die beiden Lamellenkupplungen 30 entweder das Hohlrad 16 oder den Planetenträger 15 des Planetengetriebes 13. Das Sonnenrad 14 dieses Planetengetriebes 13 ist in eine Achse eingeformt und drehfest mit dem Getriebegehäuse 8 verbunden. Das Kuppeln des Ausgangsreibrades 2 mit dem Hohlrad 16 bedeutet einen gleichsinnigen, das Kuppeln mit dem Planetenträger 15 bedeutet den gegensinnigen Antrieb der Ausgangswelle 5. Die Ausgangswelle 5 trägt das Ausgangszahnrad 28 des Reibradgetriebes und treibt die Zahnradstufe 11 an. Das Eingangsrad dieser Zahnradstufe 11 ist innen- und außenverzahnt um sowohl mit dem Reibradgetriebe als auch mit dem direkten Antrieb kämmen zu können. Das Ausgangs­ zahnrad 29 der Zahnradstufe 11 treibt das Differential 10. Die Wälzlager sind durch Dichtungen gegen das Traktionsfluid abgeschirmt. Die Anpreßkraft wird durch Aktuatoren 18 erzeugt, die die gehäuseseitige Lagerschale der Stützlager 7 beauf­ schlagen. Die Position der Stützlager 7 ist durch einen Kreis mit Kreuz gekennzeichnet. Dargestellt ist in Fig. 8 nur ein Stützlager. Die beiden Stützlager, die sich nahe der Wälzebene befinden, sind lediglich Führungslager (Fig. 9) mit etwa vertikal zur Wälzebene ausgerichtetem Führungsweg. Die anderen Stützlager sind zuspannende Lager. Eines davon ist in Fig. 9 dargestellt. Es folgt der sich aus dem Abwälzen der beiden Reibräder 1, 2 in Ihrer zweiten Hauptebene ergebenden Bewegungsbahn. Dazu sind die Laufbahnen 19 der Stützlager entsprechend konvex ausgebildet. Zur besseren Führung und exakten Positionierung ist der zylindrische Wälzkörper endseitig mit Führungszähnen 24 versehen, die in entsprechende Aussparungen der Lagerschalen greifen. Bei einem Kippwinkel der Reibräder von ca. +/- 5° ergeben sich bei einem Reibraddurchmesser von etwa 200 mm in der gezeichneten Position Relativwege zwischen 20 und 30 mm. Der Wälzkörperdurchmesser ist etwas kleiner als der Relativweg. Die Fig. 10 zeigt die Anordnung und das Zusammenspiel der Zahnräder. Es ist zu erkennen, daß durch diese zusätzliche Zahnradstufe 11 Übersetzungs- und Lageanpassungen der Achswellen gegenüber dem Motor in weiten Grenzen möglich sind.

Das zweite Ausführungsbeispiel in Fig. 11 zeigt die an der Kraftübertragung beteiligten Bauteile eines Getriebes mit schräg zum übrigen Antriebsstrang angeordneten kegelartigen Reibrädern und mit einer direkt schaltbaren Zahnstufe. Diese Anordnung erlaubt speziell bei Fahrgestellen mit Längsträgern besonders große Reibräder und Drehmomente. Die Antriebswelle 4 ist zweigeteilt. Beide Teile sind mit einem Kardan­ gelenk oder einem Gleichlaufgelenk 32 verbunden. Der erste Teil rotiert um die gleiche Achse wie der Motor, der zweite Teil rotiert schräg dazu und etwa um die Mittelachse des Eingangsreibrades 1. Die Antriebswelle 4 überträgt das Drehmoment über ein Gleichlaufgelenk 32 auf eine hohle Ausgleichswelle 31. Dieses überträgt das Dreh­ moment über ein weiteres Gleichlaufgelenk 32 auf das Eingangsreibrad 1. Diese beiden Gleichlaufgelenke 32 sind in Fig. 11 nicht dargestellt, entsprechen aber den in Fig. 8 gezeigten. Auf dem das Eingangsreibrad 1 durchdringenden Teil der Eingangs­ welle 4 sitzt frei drehbar das Eingangszahnrad 34, das über eine Lamellenkupplung 30 mit der Eingangswelle 4 drehfest verbunden werden kann. Dieses Zahnrad kämmt mit der Außenverzahnung des doppelten Kegelzahnrades 33. Das Ausgangsreibrad 2 treibt das Ausgangszahnrad 28 an, welches in die Innenverzahnung des doppelten Kegelzahnrades 33 eingreift. Das doppelte Kegelzahnrad 33 sitzt auf der Kardanwelle 9.

Die Fig. 12 zeigt als drittes Ausführungsbeispiel ein zweiflutigen Getriebe mit den an der Kraftübertragung beteiligten Bauteilen und mit direktem Durchtrieb 12. Das Eingangsreibrad 1 treibt zwei Ausgangsreibräder 2, 2', deren Drehmomente über die Eingangszahnräder 34 und das Sammelstimrad 35 auf die Ausgangswelle 5 über­ tragen werden. Die beiden Ausgangsreibräder 2, 2' sind kippbar und jeweils für sich feinverstellbar. Eine gleichmäßige Kraftverteilung auf beide Ausgangsreibräder wird durch eine exakte Messung der durch die Drehmomentübertragung erzeugten Belastungskomponente beider Ausgangsreibräder und eine entsprechende gering­ fügige Anpassung der Übersetzungsverhältnisse auf Gleichbelastung erreicht. Diesen Regelprozeß übernimmt eine Meß- und Steuerelektronik. Das Schalten des direkten Durchtriebes 12 erfolgt durch eine kraftschlüssige Kupplung 17, die das Sammelstirnrad 35 mit der Eingangswelle 4 verbindet.

Liste der Bezugszeichen

1

Eingangsreibrad

2

Ausgangsreibrad

3

Zylinderartiger Hohlkörper

4

Eingangswelle

5

Ausgangswelle

6

Verstellrahmen

7

Stützlager

8

Getriebegehäuse

9

Kardanwelle

10

Differential

11

Zahnradstufe

12

Direkter Durchtrieb

13

Planetengetriebe

14

Sonnenrad

15

Planetenträger

16

Hohlrad

17

Kupplung

18

Aktuator

19

Laufbahnen der Stützlager

20

Wellzähne

21

Formschlüssiger Bereich

22

Kontaktfläche

23

Übergangsbereich

24

Führungszähne

25

Schiebemuffe

26

Planetenrad

27

Stirnrad

28

Ausgangszahnrad des Reibrades

29

Ausgangszahnrad der Zahnradstufe

30

Lamellenkupplung

31

Ausgleichswelle

32

Gleichlaufgelenk

33

doppeltes Kegelzahnrad

34

Eingangszahnrad

35

Sammelstirnrad
W1, W2, . . . Wn Wälzbahnen
Ww gewellte oder gezahnte Wälzbahn
S Schnittpunkt der Reibradachsen

Claims (10)

1. Stufenloses, ein- oder mehrflutiges Reibradgetriebe mit gegensinnig angeord­ neten, kegelartigen Reibrädern (1; 2), die sich direkt oder über einen zylinderartigen Hohlkörper (3) aufeinander abwälzen und bei dem die Änderung des Übersetzungs­ verhältnisses dadurch erfolgt, daß die Achsen der Reibräder (1; 2) zueinander mehr oder minder stark gekippt werden und sich unter verschiedenen Winkeln schneiden, dadurch gekennzeichnet, daß das Bohrwälzverhältnis in für den Gesamtverbrauch wichtigen Betriebsbereichen kleiner ist als in den anderen Betriebsbereichen indem der Kegelwinkel der jeweiligen Wälzbahnen (W1; W2; . . .; Wn) geringer ist als bei den übrigen Wälzbahnen.

2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Kegelwinkel der jeweiligen Wälzbahnen (W1; W2; . . .; Wn) der wichtigen Betriebsbereiche so bemessen sind, daß die zugehörigen Kegelspitzen im jeweiligen Schnittpunkt (S) der Reibradachsen liegen (Fig. 1).

3. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß im für den Verbrauch auf Autobahnen wichtigsten Übersetzungsbereich und/oder in einer bestimmten, durch den geringsten Verbrauch des Motors bei eine Fahrzeug­ geschwindigkeit von etwa 50 km/h vorgegebenen Übersetzung ein besonders geringer Bohrschlupf durch ein an diesen Wälzbahnen (W1; W2; . . .; W4) besonders geringen Kegelwinkel gegeben ist.

4. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß mehr als zwei Betriebsbereiche Wälzbahnen (W1; W2; . . .; W4) mit besonders geringem Kegelwinkel und Bohrschlupf aufweisen (Fig. 2-4).

5. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die kegelstumpfförmigen Wälzbahnen (W1; W2; . . .; W4) eines oder mehrerer Betriebs­ bereiche mit auf null reduziertem Bohrschlupf mit einer gewellten oder gezahnten Oberflächenstruktur versehen sind, die zur formschlüssigen Kraftübertragung zwischen den Reibrädern (1; 2) bzw. des zylinderartigen Hohlkörpers (3) geeignet sind, wobei die Wellzähne (20) im Übergangsbereich (23) sanft aus der glatten Wälzfläche der übrigen Betriebsbereiche aufsteigen bzw. zunehmend eingeformt sind und wobei die Wellzahnhöhe, bzw. die Zahnhöhe gering ist und vorzugsweise unter 3% des Durchmessers der jeweiligen Wälzbahn liegt (Fig. 5-7).

6. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Lagerung des kippbaren Reibrades in einem Verstellrahmen (6) erfolgt, der gegenüber dem Getriebegehäuse (8) in wälzenden Stützlagern (7) gelagert ist, die der Abwälz­ bewegung der beiden, hinsichtlich des Bohrschlupfes optimierten Reibräder (1; 2) in ihrer zweiten Hauptebene möglichst exakt auf einer entsprechenden zykloidenartigen Bewegungsbahn folgen (Fig. 8, 9).

7. Getriebe mit gegensinnig angeordneten, kegelartigen Reibrädern (1; 2), die sich direkt oder über einen zylinderartigen Hohlkörper (3) aufeinander abwälzen und bei dem die Änderung des Übersetzungsverhältnisses dadurch erfolgt, daß die Achsen der Reibräder zueinander mehr oder minder stark gekippt werden und sich unter verschiedenen Winkeln schneiden oder Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6 dadurch gekennzeichnet, daß ein direkter Durchtrieb (12) zur Kardanwelle (9) (Fig. 11) durch eine Kupplung (17) schaltbar ist, oder daß eine auf das Differential (10) wirkende Zahnradstufe (11) alternativ zum stufenlosen Reibradgetriebe schaltbar ist (Fig. 8), oder daß die Eingangswelle (4) über ein schaltbares Zahnradgetriebe mit der Kardanwelle (9) verbunden werden kann, indem die Eingangswelle (4) durch eine Kupplung, z. B. eine Lamellenkupplung (30) mit dem Eingangszahnrad (34) der als doppeltes Kegelzahnrad (33) ausgebildeten Zahnradstufe (11) verbunden wird (Fig. 10), und daß diese direkte Zahnradstufe (11) vorzugsweise das für den Gesamtverbrauch wichtigste Übersetzungsverhältnis aufweist.

8. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß zum Schalten des direkten Durchtriebes (12) oder der Zahnradstufe (11) die Übersetzung des stufenlosen Reibradgetriebes auf die gleiche Übersetzung eingestellt wird und daß der Kuppelvor­ gang ohne nennenswerten Drehzahlunterschied erfolgt und daß vorzugsweise nach erfolgtem Kuppeln des direkten Durchtriebes (12) oder der Zahnradstufe (11) die Anpreßkraft der beiden Reibräder (1; 2) gegeneinander weitgehend zurückgenommen wird.

9. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß ein schaltbares Planetengetriebe (13) zur Drehrichtungsumkehr im kegelartigen Ausgangsreibrad (2) integriert ist (Fig. 8).

10. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß bei mehrflutigen Getrieben die Reaktionskräfte der Stützlager (7) der einzelnen Getriebe­ stränge durch Kraftsensoren und eine Meß- und Steuerelektronik genau erfaßt wird und jeder einzelne Getriebestrang jeweils für sich so feinverstellt wird, daß sich eine gleiche Lagerbelastung aller Getriebestränge ergibt, indem das Übersetzungs­ verhältnis des stärker belasteten Getriebeteiles erhöht wird oder die des geringer belasteten Getriebeteiles erniedrigt wird.