DE19929249B4

DE19929249B4 - Exzenterwelle für ein stufenlos verstellbares Toroidalgetriebe

Info

Publication number: DE19929249B4
Application number: DE19929249A
Authority: DE
Inventors: Takashi Fujisawa Imanishi; Nobuo Fujisawa Goto; Makoto Fujisawa Fujinami; Hiroshi Fujisawa Kato; Nobuaki Fujisawa Mitamura; Hiroyuki Jujisawa Itoh; Seiji Fujisawa Higuchi; Hiroshi Fujisawa Fukushima
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 1999-01-11
Filing date: 1999-06-25
Publication date: 2005-06-09
Anticipated expiration: 2019-06-26
Also published as: US6328669B1; DE19929249A1; US20010046921A1; JP2000205359A; US6413188B2; JP3870592B2

Abstract

Exzenterwelle für ein stufenlos verstellbares Toroidgetriebe, welches aufweist:
zumindest ein Paar Scheiben (2, 4), von denen jede eine in Axialrichtung konkave Fläche aufweist, die im Querschnitt bogenförmig ist, wobei die Scheiben (2, 4) koaxial zueinander angeordnet und unabhängig voneinander so drehbar gelagert sind, dass die konkaven Flächen einander gegenüberliegend sind;
einen Drehzapfen (6), der um
eine Schwenkwelle (5) verschwenkbar ist, wobei der Drehzapfen (6) ein kreisförmiges Loch (21) aufweist, das in Richtung senkrecht zur Axialrichtung der Schwenkwelle (5) in einem Mittelbereich des Drehzapfens ausgebildet ist;
eine Exzenterwelle (7), die einen Stützwellenbereich (22) und einen Schwenkwellenbereich (23) aufweist, welche parallel und exzentrisch zueinander angeordnet sind, wobei der Stützwellenbereich (22) drehbar relativ zur Innenfläche des kreisförmigen Lochs (21) mittels eines Radiallagers gelagert ist und der Schwenkwellenbereich (23) von einer Innenfläche des Mittelbereichs des Drehzapfens (6) vorsteht;
eine Kraftrolle (8) mit einer bogenförmig konvexen Fläche auf ihrer...

Description

Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Extenter- oder Ausgleichswelle, im folgenden Ausgleichswelle genannt, für ein stufenlos verstellbares Toroidgetriebe, welches als eine Getriebeeinheit verwendet werden kann, die ein Fahrzeuggetriebe bildet oder als Getriebe in verschiedenen Typen von Industriemaschinen montiert werden kann.
Die Untersuchungen zur Anwendung von stufenlos verstellbaren Toroidgetrieben (wie in den 1 und 2 gezeigt) in einem Fahrzeuggetriebe schreitet fort. Ein Beispiel des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes ist in der ungeprüften japanischen Gebrauchsmusterveröffentlichung Sho. 62-71465 offenbart. Wie gezeigt ist, wird eine eingangsseitige Scheibe 2 konzentrisch von einer Eingangswelle 1 gestützt. Eine Ausgangswelle 3 ist ebenfalls konzentrisch zu einer Eingangswelle 1 angeordnet. Eine ausgangsseitige Scheibe 4 ist mit dem inneren Ende der Ausgangswelle 3 befestigt. In der Innenseite eines Gehäuses, in welchem das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe aufgenommen ist, sind ein Paar von Drehzapfen 6, 6 an einer Zwischenposition der beiden Scheiben 2, 4 entlang der Axialrichtung derselben angeordnet. Die Drehzapfen 6, 6 sind jeweils schwenkbar um ihre jeweiligen Schwenkwellen 5, 5, an einer Position entlang einer imaginären Ebene angeordnet, die senkrecht zu einer imaginären Linie ist, die die jeweiligen Achsen der Eingangs- und Ausgangswellen 1 und 3 verbindet und sind von dem Schnittpunkt von imaginärer Ebene und imaginärer Linie beabstandet, wie in 1 gezeigt ist. Diese physikalische Beziehung wird nachstehend als "Torsionsbeziehung" bezeichnet.
Jeder der Drehzapfen 6, 6, der von der Mittelachse der eingangsseitigen Scheibe 2 und der ausgangsseitigen Scheibe 4 entfernt angeordnet ist, ist konzentrisch zu jeder der Schwenkwellen 5, 5 auf den Außenflächen der beiden Endbereiche derselben vorgesehen. Untere Enden von Ausgleichswellen 7, 7 sind jeweils in den Mittelbereichen der Drehzapfen 6, 6 gelagert, und wenn die Drehzapfen 6, 6 um die Schwenkwellen 5, 5 jeweils verschwenkt werden, können die Neigungswinkel der Ausgleichswellen 7, 7 frei eingestellt werden. Auf den beiden Ausgleichswellen 7, 7, die auf den beiden Drehzapfen 6, 6 gelagert sind, sind eine Vielzahl von Kraftrollen 8, 8 jeweils gelagert. Die Kraftrollen 8, 8 sind jeweils zwischen den Innenflächen 2a und 4a der eingangsseitigen Scheibe 2 und der ausgangsseitigen Scheibe 4 gegenüberliegend zueinander angeordnet. Die Innenflächen 2a und 4a sind konkav gekrümmt ausgebildet und ergeben sich durch Drehen eines Bogens mit der Schwenkwelle 5 als Mittelachse. Die Umfangsflächen 8a, 8a der Kraftrollen 8, 8, sind konvex gekrümmt und jeweils in Kontakt mit den Innenflächen 2a und 4a.
Zwischen der Eingangswelle 1 und der eingangsseitigen Scheibe 2 ist eine Pressvorrichtung 9 vom Belastungsnockentyp zwischengesetzt, wodurch die eingangsseitige Scheibe 2 über die Kraftrollen an die ausgangsseitige Scheibe 4 elastisch angedrückt wird. Die Pressvorrichtung 9 besteht aus einer Nockenplatte 10, die drehbar zusammen mit der Eingangswelle 1 ist und aus einer Mehrzahl (z.B. vier Stück) von Rollen 12, 12, die jeweils wälzend durch einen Abstandhalter (Käfig) 11 gehalten werden.
Auf einer Fläche auf einer Seite (in 1 und 2 die Fläche auf der linken Seite) der Nockenplatte 10 ist eine antriebsseitige Nockenfläche 13 ausgebildet, die eine gekrümmte Fläche ist, welche sich über die Umfangsrichtung der Nockenplatte 10 erstreckt. Auf der Außenfläche (in den 1 und 2 auf der rechten Fläche) der eingangsseitigen Scheibe 2 ist ebenso eine abtriebsseitige Nockenfläche 14 ausgebildet, die eine gleiche Form aufweist. Die Mehrzahl von Rollen 12, 12 werden jeweils drehbar um ihre jeweiligen Achsen gestützt, welche sich in der Radialrichtung bezüglich zur Mittellinie der Eingangswelle 1 erstrecken.
Das wie oben beschriebene aufgebaute stufenlos verstellbare Toroidgetriebe arbeitet auf folgende Weise. Wenn die Nockenplatte 10 mit der Drehung der Eingangswelle 1 gedreht wird, presst die antriebsseitige Nockenfläche 13 die Mehrzahl der Rollen 12, 12 gegen die abtriebsseitige Nockenfläche 14, die auf der Außenfläche der eingangsseitigen Scheibe 2 ausgebildet ist. Dadurch wird die eingangsseitige Scheibe 2 gegen die Mehrzahl der Kraftrollen 8, 8 gedrückt, und gleichzeitig werden die antriebsseitige Nockenfläche 13 und die abtriebsseitige Nockenfläche 14 gegen die Mehrzahl der Rollen 12, 12 gepresst, so dass die eingangsseitige Scheibe 2 gedreht wird. Die Drehung der eingangsseitigen Scheibe 2 wird durch die Mehrzahl der Kraftrollen 8, 8 auf die ausgangsseitige Scheibe 4 übertragen, so dass die Ausgangswelle 3, gedreht wird.
Als nächstes wird ein Fall mit Änderung eines Drehzahlverhältnisses der Eingangs- und Ausgangswellen 1 und 3 beschrieben. Zuerst, wenn das Drehzahlverhältnis zwischen Eingangwelle 1 und Ausgangswelle 3 vermindert wird, werden die Drehzapfen 6, 6 um die Schwenkwellen 5, 5 in einer vorbestimmten Richtung jeweils verschwenkt. Dann werden die Ausgleichswellen 7, 7 jeweils so geneigt, dass die Umfangsflächen 8a, 8a der Kraftrollen 8, 8, wie in 1 gezeigt ist, jeweils mit einem mittelpunktnahen Bereich der Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2 und mit einem außenumfangsnahen Bereich auf der Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 in Kontakt gebracht werden.
Wenn andererseits das Drehzahlverhältnis zwischen Eingangs- und Ausgangswelle 1 und 3 vergrößert wird, werden die Drehzapfen 6, 6 jeweils um die Schwenkwellen 5, 5 in der entgegengesetzten Richtung zu der vorbestimmten Richtung verschwenkt. Dann werden die Ausgleichswellen 7, 7 jeweils so geneigt, dass die Umfangsflächen 8a, 8a der Kraftrollen 8, 8, wie in 2 gezeigt, jeweils mit einem außenumfangsnahen Bereich der Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2 und einem mittelpunktnahen Bereich auf der Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 in Kontakt gebracht werden können. Wenn die Neigungswinkel der Ausgleichswellen 7, 7 auf die Mitte der Neigungswinkel, die in den 1 und 2 gezeigt sind, festgelegt werden, dann kann ein zwischenliegendes Übersetzungsverhältnis zwischen den Eingangs- und Ausgangswellen 1 und 3 erzielt werden.
Ein spezifisches Beispiel des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes ist in den 3 und 4 gezeigt. Dieses Getriebe ist in der ungeprüften japanischen Gebrauchsmusterveröffentlichung Nr. Hei-1-173552 offenbart. Wie gezeigt ist, werden eine eingangsseitige Scheibe 2 und eine ausgangsseitige Scheibe 4 drehbar um eine zylindrische Eingangswelle 15 mit Hilfe von Nadelrollenlagern 16, 16, die dazwischen eingesetzt sind, gelagert. Eine Nockenplatte 10 ist über ein Keilprofil mit der Außenumfangsfläche des Endbereiches (in 3 der linke Endbereich) der Eingangswelle 15 in Eingriff, und durch einen Flanschbereich 17 wird verhindert, dass sie sich in einer Richtung wegwärts von der eingangsseitigen Scheibe 2 bewegt. Ferner bilden die Nockenplatte 10 und die Rollen 12, 12 eine Pressvorrichtung eines Belastungsnockentyps. Die Pressvorrichtung 9 dreht entsprechend zu der Drehung der Eingangswelle 15 die eingangsseitige Scheibe 2, während sie gegen die eingangsseitige Scheibe 2 zu der ausgangsseitigen Scheibe 4 hin presst. Ein Ausgangszahnrad 18 ist mit der ausgangsseitigen Scheibe 4 mittels Passfedern 19, 19 so gekoppelt, dass die ausgangsseitige Scheibe 4 und das Ausgangszahnrad 18 synchron gedreht werden.
Ein Paar Drehzapfen 6, 6 und insbesondere deren jeweilige Endbereiche werden auf einem Paar Stützplatten 20, 20 in einer solchen Weise gestützt, dass sie in der Axialrichtung (in 3 in der Vorwärts- und Rückwärtsrichtung, oder in 4 in den Horizontalrichtungen) derselben verschwenkt und verschoben werden können. Zwei Ausgleichswellen 7, 7 werden jeweils in kreisförmigen Löchern 21, 21 gestützt, welche jeweils in den Mittelbereichen des Paares von Drehzapfen 6, 6 ausgebildet sind. Die beiden Ausgleichswellen 7, 7 schließen jeweils Stützwellenbereiche 22, 22 und Schwenkwellenbereiche 23, 23 ein, die sich parallel zueinander erstrecken, aber exzentrisch zueinander befindlich sind. Die Stützwellenbereiche 22, 22 werden drehbar innerhalb der kreisförmigen Löcher 21, 21 über Radialnadelrollenlager 24, 24 jeweils gelagert. Auch sind Kraftrollen 8, 8 jeweils im Bereich der Schwenkwellenbereiche 23, 23 über andere Radialnadelrollenlager 25, 25 gelagert.
Wie in den 5 und 6 im Detail gezeigt ist, ist jedes der Radialnadelrollenlager 25, 25 mit einer Mehrzahl von Nadeln 45, 45 und käfigförmigen fensterförmigen Abstandhaltern 53 zum Halten der Nadeln 45, 45 aufgebaut. In diesem Fall dient die Außenumfangsfläche des Schwenkwellenbereiches 23 als eine zylindrische Innenlaufbahn des Radialnadelrollenlagers 25, und die Innenumfangsfläche der Kraftrolle 8 dient als die Außenlaufbahn 55 des Radialnadelrollenlagers 25.
Das Paar der Ausgleichswellen 7, 7 ist jeweils auf 180° getrennten gegenüberliegenden Seiten bezüglich der Eingangswelle 15 angeordnet. Eine Richtung, in welcher die Schwenkwellenbereiche 23, 23 der Ausgleichswellen 7, 7 exzentrisch zu den Stützwellenbereichen 22, 22 sind, ist in der gleichen Weise bezüglich der Drehrichtung der eingangs- und ausgangsseitigen Scheiben 2 und 4 festgesetzt, wobei die Exzentrizitätsrichtung im Wesentlichen rechtwinklig zur Eingangswelle 15 angeordnet ist. Daher werden die Kraftrollen 8, 8 in einer solchen Weise gelagert, dass sie etwas in Richtung der Eingangswelle 15 verschoben werden können. Als ein Ergebnis dessen wird, auch wenn aufgrund der Summierung der Maßtoleranzen der Bauteile die eingangs- und ausgangsseitigen Scheiben 2 und 4 von den Drehzapfen 6, 6 in der Axialrichtung der Eingangswelle 15 (in 3 die Horizontalrichtung oder in 4 die Vorwärts-Rückwärtsrichtung) in einem bestimmten Grad verschoben werden, ein ausreichender Kontakt der Innenfläche 2a und der Innenfläche 4a der Scheiben 2 und 4 mit den Umfangsflächen 8a der Kraftrollen 8 abgesichert. Wenn ferner die Bauteile durch große Belastungen im Übertragungszustand der Rotationskraft verformt werden, und als ein Ergebnis der Verformung, auch wenn die Kraftrollen 8, 8 wahrscheinlich in der Axialrichtung der Eingangswelle 15 verschoben werden, kann diese Verschiebung der Kraftrollen 8, 8 ohne Aufbringen von übermäßiger Kraft auf die Bauteile aufgenommen werden.
Auch zwischen den Außenflächen der Kraftrollen 8, 8 und den Innenflächen der Mittelbereiche der Drehzapfen 6, 6 sind Druckkugellager 26, 26 zwischengesetzt, und Drucknadelrollenlager 27 sind in dieser Reihenfolge von den Außenflächen der Kraftrollen 8 angeordnet. Die Druckkugellager 26, 26 werden jeweils verwendet, um den Kraftrollen 8, 8 zu ermöglichen, sich zu drehen, während die Last gestützt wird, die auf die Kraftrollen in der Druckrichtung aufgebracht wird. Die Druckkugellager 26, 26 bestehen jeweils aus einer Mehrzahl von Kugeln 56, 56, ringförmigen Abstandhaltern 57, 57 zum wälzbaren Halten der Kugeln 56, 56 darin und ringförmigen Außenlaufringen 28, 28. Die Innenlaufbahnen der Druckkugellager 26, 26 sind jeweils auf den Außenflächen der Kraftrollen 8, 8 ausgebildet, wogegen die Außenlaufbahnen derselben jeweils auf den Innenflächen der Außenlaufringe 28, 28 ausgebildet sind.
Jedes der Drucknadelrollenlager 27, 27 besteht aus einem Laufring 58, einem Abstandhalter 59 und Nadeln 60, 60. Der Laufring 58 und der Abstandhalter 59 sind in einer solchen Weise miteinander kombiniert, dass sie etwas in der Rotationsrichtung verschoben werden können. Die Drucknadelrollenlager 27, 27 haben die Laufringe 58, zwischen den Innenfächen der Drehzapfen 6, 6 und den Außenflächen der Außenlaufringe 28, 28 in einem solchen Zustand zwischengesetzt, dass die Laufringe 58, 58 in Kontakt mit den Innenflächen der Drehzapfen 6, 6 sind. Die Drucknadelrollenlager 27, 27 ermöglichen den Schwenkwellenbereichen 23, 23 und den Laufringen 28, 28, sich um die Achse des jeweiligen Stützwellenbereichs 22, 22 zu drehen, während eine Drucklast, die auf die Außenlaufringe 28, 28 aufgebracht wird, aufgenommen wird.
Antriebsstäbe 29, 29 sind jeweils mit einem Endbereich (linkes Ende in 4) der Drehzapfen 6, 6 gekoppelt. Antriebskolben 30, 30 sind jeweils stabil mit der Außenfläche der Mittelposition der Antriebsstäbe 29, 29 gekoppelt. Die Antriebskolben 30, 30 sind öldicht innerhalb von Antriebszylindern 31, 31 angeordnet. Die Verschiebung jedes Drehzapfens 6, 6, welche durch die Antriebszylinder 31, 31 bewirkt wird, wird auf einen Präzessionsnocken (nicht gezeigt) übertragen, der mit dem anderen Endbereich der Drehzapfen 6, 6 befestigt ist.
Eine Schmieröl-Zuführvorrichtung, wie in 7 gezeigt ist, ist im Inneren des Antriebsstabes 29, des Drehzapfens 6 und der Ausgleichswelle 7 vorgesehen. Die Schmieröl-Zuführvorrichtung führt eine geeignete Menge an Schmieröl in die Lager 25 und 26, um die Lebensdauer des Radialnadelrollenlagers 25 und des Druckkugellagers 26 abzusichern. Die Schmieröl-Zuführvorrichtung besteht aus einem einspeisungsseitigen Zuführdurchlass 42, der im Inneren des Antriebsstabes 29 und des Drehzapfens 6 vorgesehen ist, aus Ölzuführlöchern 43, 43, die in dem Außenring 28 des Druckkugellagers 26 ausgebildet sind und aus einem aufnahmeseitigen Ölzuführdurchlass 44, der im Inneren des Schwenkwellenbereiches 23 vorgesehen ist, welcher die erste Hälfte der Ausgleichswelle 7 bildet. Wenn das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe im Betrieb befindlich ist, führt die Schmieröl-Zuführvorrichtung Schmieröl in den speiseseitigen Ölzuführdurchlass 42 mit Hilfe einer Pumpe (nicht gezeigt), die in dem Getriebe montiert ist, um dadurch die Lager 25 und 26 zu schmieren.
In dem so aufgebauten stufenlosen Toroidgetriebe wird eine Drehung der Eingangswelle 15 auf die eingangsseitige Scheibe 2 über die Pressvorrichtung 9 übertragen. Eine Drehung der eingangsseitigen Scheibe 2 wird über das Paar der Kraftrollen 8, 8 auf die ausgangsseitige Scheibe 4 übertragen, und eine Drehung der ausgangsseitigen Scheibe 4 wird von dem Ausgangszahnrad 18 abgegeben. Um das Übersetzungsverhältnis zwischen der Eingangswelle 15 und dem Ausgangszahnrad 18 zu ändern, werden die Antriebskolben 30, 30 in den entgegengesetzten Richtungen zueinander verschoben. In Übereinstimmung mit der Verschiebung der Antriebskolben 30, 30 verschiebt sich das Paar von Drehzapfen 6, 6 in entgegengesetzte Richtungen, so dass die untere Kraftrolle 8, die in der unteren Seite von 4 angeordnet ist, nach rechts verschoben wird, wäh rend gleichzeitig die obere Kraftrolle 8, die an der oberen Seite von 4 angeordnet ist, nach links verschoben wird. Entsprechenderweise wird die Richtung der Kräfte in der Tangentialrichtung, welche auf Kontaktpositionen wirken, wo die Umfangsflächen 8a, 8a der Kraftrollen 8, 8 in Kontakt mit der Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2 und der Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 in Kontakt ist, verändert. Entsprechend der Änderung der Richtung der Kräfte werden die Drehzapfen 6, 6 um die Schwenkwellen 5, 5, welche durch die Stützplatten 20, 20 gestützt werden, in entgegengesetzte Richtung zueinander verschwenkt. Als ein Ergebnis werden, wie in den 1 und 2 gezeigt ist, die Kontaktpositionen, wo die Umfangsflächen 8a, 8a der Kraftrollen 8, 8 in Kontakt mit der Innenflächen 2a und der Innenfläche 4a der eingangs- und ausgangsseitigen Scheiben 2 und 4 sind, verschoben, wodurch das Übersetzungsverhältnis zwischen der Eingangswelle 15 und dem Ausgangszahnrad 18 verändert wird. Die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses auf einen gewünschten Wert wird in einer Weise so durchgeführt, dass die Verschiebewege der Drehzapfen 6, 6 in den Axialrichtungen der Schwenkwellen 5,5, welche durch den Präzessionsnocken nachgewiesen werden, durch Einstellen der Mengen an unter Druck stehendem Öl, das zu den und von den Antriebszylindern 31, 31 eingespeist und abgelassen wird, eingestellt werden.
Wenn die Rotationskraft zwischen der Eingangswelle 15 und dem Ausgangszahnrad 18 basierend auf der elastischen Verformung der Bauteile übertragen wird, werden die Kraftrollen 8, 8 in der Axialrichtung der Eingangswelle 15 verschoben. Als ein Ergebnis dessen werden die Ausgleichswellen 7, 7, welche schwenkbar die Kraftrollen 8 stützen, geringfügig um die jeweiligen Stützwellenbereiche 22 gedreht. Verursacht durch das Drehen der Ausgleichswellen 7, 7 werden die Außenflächen der Außenlaufringe 28, 28 der Druckkugellager 26, 26 relativ zu den Innenflächen der Drehzapfen 6, 6 verschoben. Eine Kraft, die für die relative Verschiebung erforderlich ist, ist klein, da die Drucknadelrollenlager 27 zwischen den Außenflächen der Laufringe 28, 28 und den Innenflächen der Drehzapfen 6, 6 vorhanden sind. Dieser Umstand bedeutet, dass eine Kraft zum Ändern eines Neigungswinkels jeder der Ausgleichswellen 7, 7 klein ist.
In den 8 und 9 sind dort stufenlos verstellbare Toroidgetriebe gezeigt, die ein höheres Drehmoment übertragen können. Wie gezeigt ist, sind ein Paar von Eingangsscheiben 2A und 2B und ein Paar Ausgangsscheiben 4, 4 Seite an Seite um eine Eingangs welle 15a in Getriebeübertragungsrichtung angeordnet. In jedem Aufbau (8 und 9) ist ein Ausgangszahnrad 18a in einen Mittelbereich der Eingangswelle 15a angeordnet, welche um die Eingangswelle herum 15a drehbar gelagert ist. Die Ausgangsscheiben 4, 4 sind an beiden Enden einer zylindrischen Hülse 32, welche in dem Mittelbereich des Ausgangszahnrades 18a vorgesehen ist, über ein Keilprofil in Eingriff. Nadelrollenlager 16, 16 sind jeweils zwischen den Innenumfangsflächen der Ausgangsscheiben 4, 4 und der Außenumfangsfläche der Eingangswelle 15a vorgesehen. Mit dem Vorsehen der Nadelrollenlager 16 werden die Ausgangsscheiben 4, 4 um die Eingangswelle 15a herum gelagert, um drehbar um die Eingangswelle 15a, und beweglich in der Axialrichtung der Eingangswelle 15a zu sein. Die Eingangsscheiben 2A und 2B sind an beiden Enden der Eingangswelle 15a drehbar mit dieser gelagert. Die Eingangswelle 15a wird durch eine Antriebswelle 33 über die Pressvorrichtung 9 des Nockenbelastungstyps angetrieben. Ein Radiallager 34, wie z.B. ein Gleitlager oder ein Nadelrollenlager, ist zwischen der Außenumfangsfläche des einen Endes (rechtes Ende in den 8 und 9) der Antriebswelle 33 und der Innenumfangsfläche des anderen Endes (linkes Ende in den 8 und 9) der Eingangswelle 15a angeordnet. Daher sind die Antriebswelle 33 und die Eingangswelle 15a konzentrisch miteinander kombiniert, solcherart, dass die Wellen geringfügig in der Rotationsrichtung beweglich sind.
Die hintere Fläche der eingangsseitigen Scheibe 2A (auf der rechten Seite in den 8 und 9 angeordnet) wird gegen eine Belastungsmutter 35 direkt (in dem in 9 gezeigten Aufbau) oder mit einer konischen Tellerfeder 36 gedrückt, die eine große Federwirkung hat und dazwischen angeordnet ist (in dem in 8 gezeigten Aufbau), um dadurch im wesentlichen die Verschiebung der eingangsseitigen Scheibe 2A in den Axialrichtungen (Horizontalrichtungen in den 8 und 9) der Eingangswelle 15a zu verhindern. Andererseits wird die eingangsseitige Scheibe 2B, die der Nockenplatte 10 gegenüberliegt, gestützt, um in der Axialrichtung der Eingangswelle 15a mit Hilfe einer Kugelkeilverbindung 37 beweglich zu sein. Eine konische Tellerfeder 38 und ein Drucknadelrollenlager 39 sind nacheinander zwischen der hinteren Fläche (rechte Fläche in den 8 und 9) der eingangsseitigen Scheibe 2B und der vorderen Fläche (rechte Fläche in den 8 und 9) der Nockenplatte 10 angeordnet. Die konische Tellerfeder 38 funktioniert so, dass sie eine Vorspannung auf die Kontaktbereiche überträgt, wo die Innenflächen 2a der eingangsseitigen Scheiben 2A und 2B und die Innenfläche 4a der aus gangsseitigen Scheibe 4 in Kontakt mit den Umfangsflächen 8a, 8a der Kraftrollen 8, 8 sind. Das Drucknadelrollenlager 39 ermöglicht der eingangsseitigen Scheibe 2B sich relativ zu der Nockenplatte 10 zu drehen, wenn die Pressvorrichtung 9 in Betrieb befindlich ist.
In dem Aufbau von 8 ist das Ausgangszahnrad 18a auf einer Trennwand 40, die innerhalb des Gehäuses vorgesehen ist, durch ein Paar Schrägkugellager 41, 41 drehbar gelagert, während die axiale Verschiebung desselben verhindert wird. In dem Aufbau von 9 ist das Ausgangszahnrad 18a axial verschiebbar. In dem stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe des Doppelhohlraumtyps, in welchem das Paar von eingangsseitigen Scheibe 2A und 2B und das Paar von ausgangsseitigen Scheiben 4; 4 Seite an Seite in der Kraftübertragungsrichtung angeordnet sind, wie in den 8 und 9 gezeigt ist, ist eine der eingangsseitigen Scheiben 2A und 2B, welche der Nockenplatte 10 gegenüberliegt oder beide von ihnen sind axial beweglich in bezug auf die Eingangswelle 15a mittels der Kugelkeilverbindung 37, 37a. Dadurch ist es den eingangsseitigen Scheiben 2A und 2B möglich, sich in den Axialrichtungen der Eingangswelle 15a zu verschieben, während die synchronen Drehungen der eingangsseitigen Scheiben 2A und 2B basierend auf der elastischen Verformung der in Beziehung stehenden Bauteile verursacht durch die Arbeitsweise der Pressvorrichtung 9 sichergestellt ist.
Die Kugelkeilverbindung 37 und die Kugelkeilverbindung 37a schließen Innendurchmesser-Kugelkeilnuten 62 ein, die in den Innenumfangsflächen der eingangsseitigen Scheiben 2A und 2B ausgebildet sind, Außendurchmesser-Kugelkeilnuten 63, die in den Innenumfangsflächen des Zwischenbereiches der Eingangswelle 15a ausgebildet ist und eine Mehrzahl von Kugeln 64, 64, die zwischen den Innendurchmesser-Kugelkeilnuten 62 und den Außendurchmesser-Kugelkeilnuten 63 vorgesehen sind, ein. Für die Kugelkeilverbindung 37 zum Stützen der eingangsseitigen Scheibe 2B, die näher an die Pressvorrichtung 9 angeordnet ist, wird ein Sperrring 66 in einer Sperrnut 65 festgehalten, die in einem Bereich der Innenumfangsfläche der eingangsseitigen Scheibe 2A ausgebildet ist, die näher zu der Innenfläche 2a derselben ist, um dadurch die Bewegung der Kugeln 64, 64 zur Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2B zu begrenzen. Ferner verhindert dieser, dass die Kugeln 64, 64 von dem Bereich zwischen den Innendurchmesser-Kugelkeilnuten 62 und den Außendurchmesser-Kugelkeilnuten 63 wegrutschen. Für die Kugelkeilverbindung 37a zum Stützen der eingangsseitigen Scheibe 2A, die entfernt von der Pressvorrichtung 9 in dem Getriebeaufbau von 8 angeordnet ist, wird ein Sperrring 66a in einer Sperrnut 65a festgehalten, die in der Außenumfangsfläche (einem Bereich näher zu dem linken Ende in 8) der Eingangswelle 15a ausgebildet ist, um dadurch die Bewegung der Kugeln 64, 64 zur Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2A hin zu begrenzen.
In dem bekannten oder vorgeschlagenen stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe wird wenig Aufmerksamkeit den Exzentrizitätsgrößen der Ausgleichswelle 7, 7 zum jeweiligen Stützen der Kraftrollen 8, 8 auf den Innenflächen der Zwischenbereiche der Drehzapfen 6, 6 geschenkt. Der Stützwellenbereich 22, 22 und der Schwenkwellenbereich 23, 23 sind parallel zueinander, wobei aber der erstgenannte exzentrisch zu dem letztgenannten ist, nämlich ihre Mitten sind nicht koinzident miteinander (13, 24 und 25). Nur wenig qualitative Betrachtungen wurden zu einer Exzentrizitätsgröße L₇ ausgeführt, die zwischen dem Stützwellenbereich und dem Schwenkwellenbereich 23, 23 vorhanden ist. Die Untersuchung durch den Erfinder bzw. die Erfinder zu dem stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe zeigte folgendes Faktum: Um gewünschte Betriebsverhalten des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes zu extrahieren, ist es wichtig, die Exzentrizitätsgröße L₇ innerhalb eines geeigneten Bereiches der Exzentrizitätsgrößenwerte zu positionieren. Dieser Umstand wird unter Verwendung eines Falles beschrieben, wo das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe des Doppelhohlraumtyps, wie in 10 gezeigt ist, in einem maximalen Verzögerungszustand ist, wo ein Auftreten von Störungen am häufigsten ist.
Wenn die Exzentrizitätsgröße L₇ übermäßig klein ist, verschiebt sich das Übersetzungsverhältnis des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes von einem gewünschten Übersetzungsverhältnis aus folgendem Grund. Um die Maßtoleranzen der Bauteile und die elastischen Verformungen jener Teile während der Kraftübertragung aufzunehmen, läuft der Schwenkwellenbereich 23, der jede Ausgleichswelle 7 bildet, um den Stützwellenbereich 22 herum. Zum Beispiel drückt zum Zeitpunkt der Kraftübertragung eine Schublast, die durch die Pressvorrichtung 9 erzeugt wird, an die ausgangsseitige Scheibe 4. Die ausgangsseitige Scheibe 4 wird elastisch von einer Position (gepunktete Linie in 11) zu einer anderen Position (durchgehende Linie in 11) verschoben, und die eingangsseitige Scheibe 2B wird zu der ausgangsseitigen Scheibe 4 hin verschoben (rechte Seite in 11). Entsprechend der Verschiebung bewegt sich die Kraftrolle 8, die zwischen der Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2B und der Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 gehalten wird, in der Axialrichtung (zur Vereinfachung der Erläuterung als X-Richtung bezeichnet) der Eingangswelle 15a. Mit der Bewegung ändert sich der Drehzapfen 6, die Ausgleichswelle 7 und die Kraftrolle 8 aus ihrer Anordnung von 12A in eine andere Anordnung von 12B. Die Änderung der Anordnung jener Komponenten resultiert aus der Umdrehung des Schwenkwellenbereiches 23 in bezug zu dem Stützwellenbereich 22. Daher bewegt sich der Schwenkwellenbereich 23 und die Kraftrolle 8 auch in der Axialrichtung (zur Vereinfachung der Erläuterung als Y-Richtung bezeichnet) der Schwenkwellen 5, 5, die schwenkbar den Drehzapfen 6 ebenfalls in der X-Richtung stützt, wie in den 13A und 13B gezeigt ist.
Die Bewegung des Schwenkwellenbereiches 23 und der Kraftrolle 8 in der Y-Richtung, wie aus der obigen Beschreibung zu sehen ist, ist die gleiche wie die Arbeitsweise in einem Falle, wo die Drehzapfen 6 in der Axialrichtung der Schwenkwellen 5, 5 durch Bewegen der Antriebsstäbe 29 vorwärts und rückwärts (siehe 4) verschoben werden, um einen Neigungswinkel der Kraftrolle 8 zum Zwecke der Änderung des Drehzahländerungsverhältnisses der eingangsseitigen Scheibe 2B und der ausgangsseitigen Scheibe 4 zu verändern. Wenn entsprechenderweise sich die Kraftrolle 8 in der X-Richtung verschiebt auf der Basis der Verschiebung in der Y-Richtung, die gleichzeitig aufgebracht wird, wird die Kraftrolle 8 um einen Abstand entsprechend zu der Verschiebung in der Y-Richtung verschoben, die durch die Umdrehung verursacht wird, obwohl der Drehzapfen 6 per se sich nicht in der Y-Richtung verschiebt. Wenn die Übersetzungsänderung, welche durch eine Verschiebung der Kraftrolle bewirkt wird, klein ist, tritt kein Problem auf. Wenn diese viel zu groß ist, kann das Übersetzungsverhältnis nicht, wie gewünscht, gesteuert werden.
Um das Übersetzungsverhältnis des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes zu steuern, steuert ein Steuergerät das Ziel-Übersetzungsverhältnis basierend auf einem Signal, das eine Drosselklappenposition, eine Motordrehzahl oder eine Fahrgeschwindigkeit repräsentiert, wobei ein Befehlssignal, das das Ziel-Übersetzungsverhältnis angibt, auf einen in Beziehung dazu stehenden Elektromotor aufgebracht wird und das Schalten eines Hydraulikdruck-Steuerventils steuert und somit die Antriebskolben 30 betätigt (4).
Die Kontaktpositionen, wo die Umfangsflächen 8a der Kraftrollen 8 in Kontakt mit der Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe (2A, 2B) in Kontakt sind, und die Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 werden in andere Positionen verschoben, um die Neigungswinkel der Kraftrollen 8 zu verändern.
Wo jedoch eine Größe y₈ einer Verschiebung der Kraftrolle 8 in der Y-Richtung, bewirkt durch die Umdrehungsbewegung, erhöht wird, existiert keine andere Wirkung, die nicht durch die Signale bewirkt werden, wie oben angegeben, zusätzlich zu der Wirkung der Änderung des Drehzahländerungsverhältnisses, welches durch die Antriebskolben 30, 30 bewirkt wird. Daher ändert das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe sein Übersetzungsverhältnis. Ferner weicht ein tatsächliches Übersetzungsverhältnis stark von dem Ziel-Übersetzungsverhältnis ab, und das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe arbeitet in einem Bereich außerhalb eines optimalen Bereiches seiner Kennlinie, wo der Kraftstoffverbrauch durch den Motor effizient und die Ausgangsleistung des Motors hoch ist. Diese Situation sollte vermieden werden.
Bei dem herkömmlichen Verfahren wird berücksichtigt, dass der bevorzugte Weg zur Unterdrückung der Y-gerichteten Bewegung der Kraftrolle 8, welche erzeugt wird, wenn die Kraftrolle 8 in der X-Richtung bewegt wird, darin besteht, die Exzentrizitätsgröße L₇ des Stützwellenbereiches 22, 22 von den Schwenkwellenbereichen 23, 23 so groß wie möglich abzusichern. Ferner wurde erkannt, dass, wenn die Exzentrizitätsgröße L₇ übermäßig groß ist, eine Querschnittsfläche des Verbindungsbereiches, wo die Stützwellenbereiche 22, 22 und die Schwenkwellenbereiche 23, 23 miteinander verbunden sind, klein ist, und als ein Ergebnis dessen ist eine Spannung, die in dem Verbindungsbereich erzeugt wird, groß, und in diesem Zustand ist es sehr schwierig, eine befriedigende Lebensdauer der Ausgleichswellen 7, 7 abzusichern. Daher berücksichtigt der Konstrukteur, dass die Exzentrizitätsgröße L₇ bestimmte Werte mit einer oberen Grenze hat, und bestimmt die Exzentrizitätsgröße L₇ auf der Basis des besten Ausgleiches zwischen der Absicherung der Lebensdauer der Ausgleichswelle und der Unterdrückung der Y-gerichteten Komponente.
Wie oben beschrieben, basiert die herkömmliche Auslegung der Exzentrizitätsgröße L₇ zwischen den Stützwellenbereichen 22, 22 und den Schwenkwellenbereichen 23, 23, die die Ausgleichwellen 7, 7 bilden, nicht auf eindeutigen Regeln, konstruiert unter Berück sichtigung des Betriebsverhaltens auf das Übersetzungsverhältnisses des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes. Der Erfinder bzw. die Erfinder entdeckten, dass eine spezifische Wechselbeziehung zwischen der Exzentrizitätsgröße L₇ und dem Übersetzungsverhältnis-Betriebsverhalten des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes vorhanden ist, und dass die Exzentrizitätsgröße L₇ in einem spezifischen Bereich ein befriedigendes Übersetzungsverhältnis-Betriebsverhalten schafft.
Ferner wurden beim Entwerfen des herkömmlichen stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes bestimmte Betrachtungen zu Oberflächenbeschaffenheiten der Ausgleichswellen 7 getroffen, die zum Stützen der Kraftrollen 8, 8 auf den Drehzapfen 6, 6 in drehbare und verschiebbare Weise verwendet werden. Daher wird eine befriedigende Lebensdauer des Getriebes nicht immer garantiert, wo das Getriebe unter harten Bedingungen verwendet wird. Der Grund dafür wird unter Bezugnahme auf die 14 bis 17 beschrieben. Wenn das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe in Betrieb befindlich ist, wird die Kraftrolle 8 stark zwischen der eingangsseitigen Scheibe 2 und der ausgangsseitigen Scheibe 4 zusammengedrückt, wie in 14 gezeigt ist. Entsprechenderweise wird die Zentrierbohrung der Kraftrolle 8 elliptisch verformt wie übertrieben in 15 dargestellt ist. In diesem Zustand wird der Schwenkwellenbereich 23 der Ausgleichswelle 7 stark in den Richtungen gedrückt, in welchen die eingangsseitige Scheibe 2 und die ausgangsseitige Scheibe 4 angeordnet sind.
Wenn die Kraftrolle 8 zwischen der eingangsseitigen Scheibe 2 und der ausgangsseitigen Scheibe 4 stark zusammengedrückt wird, drückt eine starke Kraft die Kraftrolle 8 nach außen in den Radialrichtungen der eingangsseitigen Scheibe 2 und der ausgangsseitigen Scheibe 4, wenn in Querschnittsrichtung gesehen wird, da die Umfangsflächen 8a der Kraftrolle 8 in Eingriff mit der Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2 und der Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 sind. Verursacht durch die Schubkräfte wird der Drehzapfen 6, der die Kraftrolle 8 auf seiner Innenfläche stützt, elastisch aus der Konfiguration, die in 16A gezeigt ist, in die Konfiguration, die in 16B gezeigt ist, verformt. Da der Stützwellenbereich 22 der Ausgleichswelle 7 etwas von der Mitte des Drehzapfens 6 versetzt ist, wird die Ausgleichswelle 7 durch die elastische Verformung des Drehzapfens 6 geneigt. Die Neigung der Ausgleichswelle 7 führt zu einem partiellen Kontakt der Außenumfangsfläche des Schwenkwellenbereiches 23 der Ausgleichswelle 7 mit den Nadeln 45, 45, die das Radialnadelrollenlager 25 bilden. Mehr im besonderen, wie durch schräge Gitterlinien in 17 gezeigt ist, werden die Wälzflächen der Nadeln 45, 45 stark gegen die Außenumfangsfläche des Schwenkwellenbereiches 23 gepresst.
Der partielle Kontakt durch die elastische Verformung der Kraftrolle 8 und der partielle Kontakt durch die Neigung der Ausgleichswelle 7 werden summiert, so dass die Belastungsbereiche, wie durch schräge Gitterlinien in 18 angegeben ist, in den Schwenkwellenbereichen 23 erscheinen. In diesen Belastungsbereichen wird ein großer Flächendruck von den Wälzflächen der Nadeln 45, 45 auf die Außenumfangsflächen der Schwenkwellenbereiche 23 aufgebracht. Die Oberflächenrauheit der Wälzfläche (die Innen- und Außen-Laufbahnbereiche sind in Kontakt mit den Wälzflächen der Nadeln 45, 45) eines allgemeinen Radialnadelrollenlagers, das in einem Hochdrehzahlbereich von 10.000 U/min oder höher verwendet wird, ist etwa 0,4 μm Ra. Da jedoch die Wälzflächen der Nadeln 45, 45 stark mit der Außenumfangsfläche des Schwenkwellenbereiches 23 in den obigen Belastungsbereichen kontaktieren, ist es schwierig, einen Ölfilm auf den Kontaktbereichen zu bilden, wenn die Oberflächenrauheit der Außenumfangsfläche etwa 0,4 μm Ra ist.
In den Bereichen, auf welche ein großer Flächendruck ausgeübt wird, wird eine große Wärmemenge erzeugt entsprechend der Arbeitsweise des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes. Jene Bereiche sind auch nahe zu den Rollreibungsbereichen angeordnet, wo die Umfangsflächen 8a der Kraftrolle 8 in Kontakt mit der Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2 und der Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 sind. Eine Erhöhung der Temperatur, die durch die Wärme bewirkt wird, die in den Rollreibungsbereichen erzeugt wird, ist groß. Entsprechenderweise ist es erforderlich, die Wärmebeständigkeit jener Bereiche, die den großen Flächendruck aufnehmen, abzusichern, um eine befriedigende Lebensdauer der Ausgleichswelle 7 abzusichern.
Zusätzlich sind bei dem herkömmlichen stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe die Radialnadelrollenlager 25, die drehbar die Kraftrollen 8 um die Schwenkwellenbereiche 23 der Ausgleichswellen 7 lagern, nicht immer in ihrer Lebensdauer zufriedenstellend. Der Grund dafür wird nachstehend beschrieben.
Wo das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe für eine Getriebeeinheit eines Kraftfahrzeuges verwendet wird, wird eine Kraftfahrzeugleistung, die von dem Motor zu den Eingangswellen 15, 15a abgegeben wird, auf die ausgangsseitige Scheibe 4 über- die eingangsseitige Scheibe 2, 2A, 2B und die Kraftrollen 8, 8 übertragen. Das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe kann in der Form von Radialnadelrollenlagern 25 betrachtet werden, welche die Kraftrollen 8, 8 um die jeweiligen Schwenkwellenbereiche 23 lagern. In diesem Fall wird es betrieben in einer Außenring-Rotationsbetriebsart, bei der die Kraftrolle 8, die die Außenlaufbahn 55 aufweist, umläuft. Eine Last, die auf das Radialnadelrollenlager 25 aufgebracht wird, ist eine Radialkomponente einer Kraft, d.h., eine Rollreibungskraft, die auf die Rollreibungsbereiche der Kraftrolle 8, gelagert durch das Radialnadelrollenlager 25, aufgebracht wird, nämlich die Kontaktbereiche, wo die Innenflächen 2a der Eingangsscheiben 2A und 2B und die Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 in Kontakt mit den Umfangsfläche 8a der Kraftrollen 8 sind.
Die radiale Last, die auf das Radialnadelrollenlager 25 aufgebracht wird, ändert sich in Abhängigkeit von der Ausgangsleistung (insbesondere des Drehmomentes) des Motors und einer Änderung des Übersetzungsverhältnisses des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes. Im Fall eines normalen Ansaugmotors mit einem Hubraum von 2.000 bis 3.000 cm³ ist die radiale Last annähernd 500 bis 700 kgf (5000 bis 700N) unter der Bedingung, dass das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe in einem maximalen Verzögerungszustand und einem maximalen Drehmomenteingangszustand befindlich ist. Im Falle des natürlichen Ansaugmotors mit 800 cm³ bis 1500 cm³ Hubraum ist sie annähernd 200 bis 400 kgf (2000 bis 4000N) im selben Zustand wie oben.
Das Radialnadelrollenlager 25 ist in der Lage, solch eine radiale Last in genügender Weise auszuhalten, wenn es in einem allgemeinen Last-Belastungszustand befindlich ist. Die Kraftrolle 8 jedoch, welche als die Außenlaufbahn des Radialnadelrollenlagers 25 arbeitet, wird wiederholt elastisch verformt verursacht durch die Belastungen von der Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2 (2A, 2B) und der Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4. Daher wirkt ein übermäßiger Flächendruck auf einen Teil der Wälzkontaktfläche, und die Haltbarkeit der Kraftrolle 8 geht möglicherweise verloren. Dieses wird unter Bezugnahme auf die 19 bis 22 beschrieben.
Wenn das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe in Betrieb ist, werden Lasten, die durch einen Pfeil α in den 19 bis 20 angegeben sind, auf entgegengesetzte Positionen auf jeder der Kraftrollen 8, 8 von der Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2 (2A, 2B) und der Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 übertragen. Wie aus den 19 bis 20 zu sehen ist, wirken jene Lasten an Positionen auf den Kraftrollen 8, 8, näher zu den Drehzapfen 6, 6 hin. Wenn Lasten in Richtung Pfeil α im Wert vergrößert werden, werden die Innendurchmesser der Kraftrollen 8, 8 elastisch verformt, wie übertrieben in 21 gezeigt ist. Die Außenlaufbahn 55 wird elliptisch verformt, wie übertrieben in 22 dargestellt ist. In diesem Fall wird die Verformung der Außenlaufbahn 55 nicht in Axialrichtung des Radialnadelrollenlagers 25 bewirkt, sondern erhöht sich in der Größe in Radialrichtung zu den Drehzapfen 6, 6 hin. An einem spezifischen Bereich in Umfangsrichtung der Außenlaufbahn 55 wird die elastische Verformung nach innen in Radialrichtung zweimal während einer Drehung jeder Kraftrolle 8 stattfinden.
Als das Ergebnis der elastischen Verformung der Außenlaufbahn 55 wird der Abstand zwischen der Innenlaufbahn 54 und der Außenlaufbahn 55 des Radialnadelrollenlagers 25 schmaler an den beiden entgegengesetzten Positionen in Radialrichtung, wo es der Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2 (2A, 2B) und der Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 gegenüberliegt. In diesen Positionen werden die Nadeln 45, 45 des Radialnadelrollenlagers 25 sehr stark zwischen der Innenlaufbahn 54 und der Außenlaufbahn 55 zusammengedrückt. Als ein Ergebnis dessen wird ein übermäßiger Flächendruck, welcher durch eine Kantenpressung der Nadelenden verursacht wird, auf Teile der Innenlaufbahn 54 und der Außenlaufbahn 55 aufgebracht. Der übermäßige Flächendruck bewirkt ein frühes Abblättern in jenen Bereichen.
Wenn die Bereiche durch ein solches Druckabblättern beschädigt werden, werden Geräusche und Schwingungen, die an dem Radialnadelrollenlager 25 erzeugt werden, groß. Als ein Ergebnis dessen werden die Geräusche und Schwingungen, nicht nur durch das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe, die die Radialnadelrollenlager aufweisen, die darin montiert sind, sondern auch die Getriebeeinheit, die das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe aufweist, erhöht. Dies beeinflusst nachteilig das Fahrgefühl des Fahrzeugs, das die Getriebeeinheit aufweist. Wenn ferner Plättchen, die von den Lauf bahnen abgetrennt werden, in den Rollreibungsbereich eintreten, der die Kraftfahrzeugleistung überträgt, wächst der Flächendruck übermäßig an. Dieses bewirkt möglicherweise Schäden, wie das Abblättern im frühen Zustand an der Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2 (2A, 2B) und der Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 und den Umfangsflächen 8a, 8a der Kraftrollen 8, 8, welche den Rollreibungsbereich bilden. Darüber hinaus können der Ölfilter und die Filter durch die Plättchen verstopft. Dieses resultiert in einer Verminderung der Fördermenge der Pumpe zum Zuführen des Schmieröls, einer mangelhaften Schmierung und Verminderung der Lebensdauer anderer Teile.

Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist, eine Verschiebungswelle für ein stufenlos verstellbares Toroidgetriebe zu schaffen, bei welchem die Exzentrizitätsgröße zwischen dem Stützwellenbereich und dem Schwenkwellenbereich im Wert optimiert wird und daher ein gutes Übersetzungsverhältnis-Betriebsverhalten abgesichert wird.

Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.

Das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe überträgt, wie das herkömmliche, eine Rotationskraft zwischen der eingangsseitigen Scheibe und der ausgangsseitigen Scheibe und verändert das Übersetzungsverhältnis der eingangsseitigen Scheibe und der ausgangsseitigen Scheibe durch Ändern des Neigungswinkels des Drehzapfens.

Im Falle des stufenlos verstellbaren Getriebes nach der Erfindung wird die Exzentrizitätsgröße der Ausgleichswelle, die die Kraftrolle auf dem Drehzapfen stützt, innerhalb eines vorbestimmten Bereiches ausgewählt. Daher kann der Neigungswinkel des Drehzapfens und der Kraftrolle um die Schwenkwellen exakt in Übereinstimmung mit der Ausgleichsgröße des Drehzapfens über die Axialrichtung der Schwenkwelle eingestellt werden. Als ein Ergebnis dessen kann das Übersetzungsverhältnis der eingangs- und ausgangsseitigen Scheiben präzise, wie gewünscht, eingestellt werden, um dadurch das Übersetzungs-Betriebsverhalten des stufenlos verstellbaren Getriebes zu verbessern.

Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindungen ergeben sich durch die Merkmale der Unteransprüche.

Die Erfindung wird anhand der Zeichnungen näher erläutert. Darin zeigen:
1 eine Seitenansicht, die schematisch einen grundlegenden Aufbau eines herkömmlichen stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes zeigt, wenn es in einem maximalen Übersetzungszustand ins Langsame befindlich ist,
2 eine Seitenansicht, die schematisch den grundlegenden Aufbau des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes zeigt; wenn es in einem maximalen Übersetzungszustand ins Schnelle befindlich ist,
3 eine Teilschnittansicht, die einen spezifischen Aufbau eines herkömmlichen ersten stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes zeigt, auf welches die Erfindung gerichtet ist,
4 eine Querschnittsansicht, die entlang der Linie IV-IV in 3 verläuft,
5 eine Querschnittsansicht, die einen Hauptbereich des herkömmlichen stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes zeigt, bei welchem die Kraftrollen in einem freien Zustand sind,
6 eine Querschnittsansicht, die auf der Linie XI-XI in 5 verläuft,
7 eine Querschnittsansicht, die einen Hauptbereich zeigt, in welchem ein Schmieröl-Zuführpfad darin untergebracht ist,
8 eine teilweise Querschnittsansicht, die einen spezifischen Aufbau eines herkömmlichen zweiten stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes zeigt, auf welches die Erfindung gerichtet ist,
9 eine teilweise Querschnittsansicht, die einen spezifischen Aufbau eines herkömmlichen dritten stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes zeigt, auf welches die Erfindung gerichtet ist,
10 eine Querschnittsansicht, die schematisch das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe von 8 zeigt, wenn es in einem maximalen Übersetzungszustand ins Langsame ist,
11 eine vergrößerte Ansicht, die einen oberen linken Bereich von 10 zeigt,
12A eine Querschnittsansicht, die einen Aufbau zeigt, der einen Drehzapfen und eine Kraftrolle einschließt, wenn in Richtung eines Pfeiles B in 11 gesehen wird, in einem Zustand, bei der keine Leistung übertragen wird,
12B eine Schnittansicht, die einen Aufbau zeigt, der einen Drehzapfen und eine Kraftrolle einschließt, gesehen in Richtung eines Pfeiles B in 11 in einem Zustand, bei der eine große Leistung übertragen wird,
13A und 13B Diagramme zum Erläutern einer Verschiebung des Mittelpunktes der Drehung der Kraftrolle in einem Zustand, bei der eine große Leistung übertragen wird,
14 eine teilweise Querschnittsansicht zum Erläutern einer Last, die auf die Kraftrolle aufgebracht wird, wenn das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe in Betrieb befindlich ist,
15 eine Querschnittsansicht, die auf der Linie XV-XV in 14 verläuft,
16A und 16B Querschnittsansichten, die eine Verformung des Drehzapfens zeigt, wenn das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe in Betrieb befindlich ist,
17 eine Querschnittsansicht zum Erläutern der Lastbereiche des Schwenkwellenbereiches, verursacht durch eine Neigung der Schwenkwelle,
18 eine graphische Darstellung, die Lastbereiche der Schwenkwellenbereiche, verursacht durch die Neigung der Schwenkwellen und eine Verformung der Kraftrollen, zeigt,
19 eine Querschnittsansicht zum Erläutern der Lasten, die auf die Kraftrollen aufgebracht werden, wenn das stufenlos verstellbare Getriebe ähnlich zu dem in 3 gezeigten Aufbau in Betrieb befindlich ist,
20 eine Querschnittsansicht zum Erläutern von Lasten, die auf die Kraftrollen aufgebracht werden, wenn das stufenlos veränderliche Getriebe ähnlich zu dem Aufbau, das in 13 gezeigt ist, in Betrieb befindlich ist,
21 eine Querschnittsansicht, die einen Hauptbereich des herkömmlichen stufenlos verstellbaren Getriebes, das in 5 gezeigt ist, in einem Zustand zeigt, bei dem die Kraftrolle verformt ist,
22 eine Querschnittsansicht, die entlang einer Linie XXII-XXII in 21 verläuft,
23 einen Graph, der zeigt, wie die Umdrehung der Schwenkwelle entsprechend einer Exzentrizitätsgröße der Ausgleichswelle eine Verschiebung der Kraftrolle in der Axialrichtung der Schwenkwelle entsprechend einer ersten Ausführungsform der Erfindung beeinflusst,
24A und 24B graphische Darstellungen, die die Ausgleichswelle zeigt, gesehen von der Axialrichtung der eingangsseitigen Scheibe und der ausgangsseitigen Scheibe zum Erläutern einer Kraft, die auf die Ausgleichswelle während der Leistungsübertragung wirkt,
25 eine Querschnittsansicht, die entlang einer Linie XXV-XXV in 8 verläuft,
26A und 26B graphische Darstellungen, die die beiden spezifischen Ausgleichswellen zeigen, die zum gleichen Zweck wie von 24 dargestellt sind,
27A und 27B Ansichten, die die Beziehung der Exzentrizitätsgrößen mit den Querschnittsbereichen und dem Flächenträgheitsmoment der Verbindungsbereiche zeigt und die Verformungsgrößen der Ausgleichswellen in der Axialrichtung der Schwenkwellen zeigt, in bezug zu den beiden Ausgleichswellen, die in den 26A und 26B gezeigt sind, von denen jede drei unterschiedliche Exzentrizitätsgrößen hat,
28 einen Graph, der zeigt, wie die elastische Verformung entsprechend der Exzentrizitätsgröße die Ausgleichsgröße der Ausgleichswelle in der Axialrichtung der Schwenkwelle in Beziehung zu der Ausgleichswelle, die in 26A gezeigt ist, bewirkt,
29 einen Graph, der zeigt, wie die elastische Verformung entsprechend der Exzentrizitätsgröße die Ausgleichsgröße der Ausgleichswelle in der Axialrichtung der Schwenkwelle in bezug zu der Ausgleichswelle, die in 26B gezeigt ist, bewirkt,
30 eine graphische Darstellung, die eine zweite Ausführungsform eines stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes gemäß der vorliegenden Erfindung zeigt, bei welchem eine Ausgleichswelle aus der gleichen Richtung, wie in 4 zu sehen ist,
31 eine Querschnittsansicht, die einen Aufbau zeigt, die eine Kraftrolle und ein Druckkugellager entsprechend der zweiten Ausführungsform einschließt,
32 eine Querschnittsansicht, die einen Hauptbereich einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt, bei welcher eine Kraftrolle in einem freien Zustand ist,
33 eine Querschnittsansicht, die die Kraftrolle zeigt, die elastisch verformt wird, entsprechend der dritten Ausführungsform,
34 ist eine Querschnittsansicht, die entlang einer Linie XXXIV-XXXIV in 33 verläuft,
35 eine Querschnittsansicht, die eine Nadel des Radialnadelrollenlagers zeigt,
36 einen Graph, der eine Beziehung zwischen einer Lebensdauer des Radialnadelrollenlagers und einer Balligkeitsgröße zeigt, die in einem ersten Test erzielt wurden, und
37 einen Graph, der eine Beziehung zwischen einer Lebensdauer des Radialnadelrollenlagers und einer Balligkeitsgröße zeigt, die in einem zweiten Test erzielt wurde.
Einige bevorzugte Ausführungsformen eines stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes, die entsprechend der vorliegenden Erfindung aufgebaut sind, werden unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben.
Die Ausgleichswelle für ein stufenlos verstellbares Toroidgetriebe ist dadurch gekennzeichnet, dass eine Exzentrizitätsgröße L₇ zwischen dem Stützwellenbereich 22 und dem Schwenkwellenbereich 23, die die Ausgleichswelle 7 bilden, zum Stützen der Kraftrolle 8 bezüglich zu dem Drehzapfen 6, innerhalb eines vorbestimmten Bereiches von Quantitätswerten ausgewählt ist, wobei ein gewünschtes Übersetzungsverhältnis der eingangsseitigen Scheibe 2 (2A, 2B) zu der ausgangsseitigen Scheibe 4 festgelegt ist. Der restliche Aufbau des stufenlos verstellbaren Getriebes ist im wesentlichen der gleiche wie der des herkömmlichen oder vorgeschlagenen stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes, welches schon unter Bezugnahme auf die 3 bis 8 beschrieben wurde. Aus diesem Grund wird keine weitere Beschreibung und Abbildung des Aufbaus gegeben, außer in einigen Bereichen, die zur Erläuterung der Erfindung erforderlich sind. Eine Beschreibung des Prozesses wird gegeben, bei dem der Erfinder bzw. die Erfinder die Tatsache entdeckten, dass, wenn die Exzentrizitätsgröße L₇ des Stützwellenbereiches 22 in bezug zu dem Schwenkwellenbereich 23 so ausgewählt ist, dass er innerhalb eines Bereiches von 5 bis 15 mm ist, das Übersetzungsverhältnis auf ein gewünschtes Übersetzungsverhältnis festgelegt werden kann.
Die entdeckte Tatsache ist gültig, wenn ein stufenlos verstellbares Toroidgetriebe für eine Getriebeeinheit eines allgemeinen Kraftfahrzeuges verwendet werden kann, und wenn die Bauteile des stufenlos verstellbaren Getriebes die folgenden Abmessungen haben:

– Außendurchmesser der eingangs- und ausgangsseitigen Scheiben 2 (2A, 2B) und 4: 80 bis 200 mm
– Außendurchmesser der Kraftrolle 8: 50 bis 120 mm
– Außendurchmesser des Stützwellenbereiches 22: 10 bis 40 mm
– Außendurchmesser des Schwenkwellenbereiches 23: 10 bis 40 mm
– Stützlänge der Kraftrolle 8, wenn sie durch den Schwenkwellenbereich 23 gestützt wird (= L₂₃ in 25, was später angegeben wird): 10 bis 40 mm
– Drehmoment, das in das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe einzuleiten ist: 29,4 bis 686,7 Nm.

Eine erste Aufmerksamkeit wurde darauf gerichtet, wie die Exzentrizitätsgröße L₇ einen Neigungswinkel der Kraftrolle 8 beeinflusst, welche direkt mit dem Übersetzungsverhältnis verbunden ist. Um die Maßtoleranzen der Bauteile und die elastischen Verformungen jener Teile während der Leistungsübertragung aufzunehmen, dreht sich der Schwenkwellenbereich 23 der Ausgleichswelle 7 um die Mitte des Stützwellenbereiches 23 desselben, wie in 13A gezeigt ist, und die Mitte des Schwenkwellenbereiches 23 wandert von einem Punkt O zu einem anderen Punkt O von 13A. In diesem Fall verbleibt die Mitte des Stützwellenbereiches 24 an einem Punkt O von 13A. Eine Verschiebung des Schwenkwellenbereiches 23, die erzeugt wird, wenn der Schwenkwellenbereich 23 sich um den Stützwellenbereich 22 dreht, wie in 13A gezeigt wird, kann unter Bezugnahme auf 13B analysiert werden. In 13B ist L₇ eine Exzentrizitätsgröße des Schwenkwellenbereiches 23 von dem Stützwellenbereich 22, x₈ ist eine Verschiebung der Kraftrolle 8 zu der ausgangsseitigen Scheibe 4, und y₈ ist eine Verschiebung der Kraftrolle 8, die erzeugt wird, wenn sie zu der Schwenkwelle 5 verschoben wird, welche schwenkbar den Drehzapfen 6 stützt, in Übereinstimmung mit der Verschiebung der Kraftrolle 8 zu der ausgangsseitigen Scheibe 4 hin. In der graphischen Darstellung von 13B wird die folgende Gleichung eingesetzt: L7 2 = (L7 – y8)2 + x8 2 Stellt man die obige Gleichung nach y8 um, dann haben wir y8 2 – 2L7y8 + x8 2 = 0
Eine Verschiebung y₈ zu der Schwenkwelle 5 wird gegeben durch
Die Gestaltung und der Test verschiedener stufenlos verstellbarer Toroidgetrieben von kleiner Leistung bis zu großer Leistung wurden ausgeführt. Die Erfahrung zeigt, dass in dem Fall des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes für Kraftfahrzeuge, wenn es in einem minimalen Übersetzungszustand ist und in einem maximalen Drehmomenteingangszustand ist, wie schon in 10 gezeigt wurde, die Verschiebung x₈ innerhalb von annähernd 1,5 bis 2,5 mm als die Summe der Maßtoleranzen und der Verformungen der Bauteile des stufenlos verstellbaren Getriebes ist. Das heißt, die Verschiebung x₈ im Falle des stufenlos verstellbaren Getriebes für eine kleine Leistung ist im wesentlichen 1,5 mm; und die Verschiebung x₈ im Falle des stufenlos verstellbaren Getriebes für eine große Leistung ist im wesentlichen 2, 5 mm. Der Wert der Verschiebung x₈ wird aus den elastischen Verformungsgrößen der Bauteile berechnet, die durch eine FEM-Analyse berechnet wurde, und wurde durch eine Messung unter Verwendung eines tatsächlich zusammengebauten stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes bestätigt. Bei der Messung waren die Außenflächen (gegenüberliegend zu den Kraftrollen 8) der Außenlaufbahnen 28, 28 (3 bis 11) der Druckkugellager 26, 26 geschwärzt und das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe wurde tatsächlich betrieben. Die Verschiebung x₈ wurde aus den Kontaktspuren bestätigt, die auf den Außenflächen hinterlassen wurden, welche aus ihrem Kontakt mit den Drucknadelrollenlagern 27, 27 resultieren (3, 4, 10 und 11).
Die Verschiebung x₈ der Kraftrolle 8 zu der außenseitigen Scheibe 4 hin ist 1,5 bis 2,5 mm, wie gerade erwähnt. Die Größen der Verschiebung y₈, bewirkt durch die Verschiebung x₈, wurden unter Verwendung der obigen Gleichung berechnet, und das Ergebnis der Berechnungen ist graphisch in 23 dargestellt. In dem Graph von 23 sind die Größen der Verschiebung y₈ graphisch dargestellt, um drei Verschiebungen x₈ von 1,5 mm, 2,0 mm und 2,5 mm. Wie von dem Graph der Verschiebung x₈ zu ersehen ist, die innerhalb des Bereiches vom 1,5 mm bis 2,5 mm ist, erhöht sich die Verschiebung y₈, wenn die Exzentrizitätsgröße L₇ innerhalb von 7 mm ist, ungeachtet der Werte der Verschiebung x₈. Besonders wenn die Exzentrizitätsgrößen L₇ kleiner als 5 mm ist, hat die Verschiebung y₈ einen großen Wert. Daraus ist zu sehen, dass zum Vermindern der Verschiebung y₈ die Exzentrizitätsgröße L₇ 5 mm oder größer ist, bevorzugterweise 7 mm oder größer.
Die Exzentrizitätsgröße L₇ beeinflusst das Übersetzungsverhältnis der eingangsseitigen Scheibe 2 (2A, 2B) zu der ausgangsseitigen Scheibe 4 in Verbindung mit den Abmessungen des tatsächlichen stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes. Es wird nun der Einfluss der Exzentrizitätsgröße berechnet. Die folgenden Vorbedingungen für die Berechnung wurden aufgestellt: 1) die Verschiebung x₈ der Kraftrolle 8 zu der ausgangsseitigen Scheibe 4 basierend auf den Maßtoleranzen der Bauteile und die elastischen Deformationen jener Teile war 2 mm; 2) ein voller Übersetzungsverhältniswinkel als Drehungswinkel der Kraftrolle 8 zwischen einer maximalen Übersetzungsposition (1) und einer minimalen Übersetzungsposition (2) war 60°; und 3) eine Nockensteigung des Präzessionsnockens war 45 mm/360° in Verbindung mit dem Drehungswinkel. Allgemein beträgt der Drehungswinkel (voller Übersetzungsverhältniswinkel) der Kraftrolle 8 zwischen 50° bis 70°, obwohl er von der Größe des Übersetzungsverhältnisses abhängt. Ein Test, der durch die Firma der vorliegenden Patentanmeldung durchgeführt wurde, zeigte, dass eine bevorzugte Nockensteigung von 40 mm/360° bis zu 60 mm/360° reicht.
Mit den obigen Bedingungen wird eine Berechnung über den Einfluss der Exzentrizitätsgröße L₇ zu dem Übersetzungsverhältnis gemacht. Zum Berechnen wird angenommen, dass die Exzentrizitätsgröße L₇ 3 mm ist. Wenn die Kraftrolle 8 in der X-Richtung 2 mm verschoben wird, verschiebt sich die Kraftrolle 8 um 0,764 mm in der Y-Richtung bei der Umdrehung des Schwenkwellenbereiches 23 um den Stützwellenbereich 22. In diesem Fall ist ein Drehungswinkel des Drehzapfens 6, der durch die Y-gerichtete Bewegung bewirkt wird, d.h., ein Übersetzungsverhältniswinkel von der Kraftrolle 8 (0,764/45) × 360° = 6,112°.
Wenn dieser Wert mit 60°, d.h. dem vollen Übersetzungsverhältniswinkel verglichen wird, haben wir 6,112°/60° = 0,102. Diese Zahl lehrt, dass wenn der Schwenkwellenbereich 23 sich um den Stützwellenbereich 22 dreht, um die Kraftrolle 8 in der Y-Richtung zu verschieben, sich der Übersetzungsverhältniswinkel der Kraftrolle 8 um 10,2 % vom vollen Übersetzungsverhältniswinkel ändert. Diese Zahl, 10,2 %, ist sehr groß, und führt nicht zu der Ausführung eines gewünschten Übersetzungsverhältnis-Betriebsverhaltens.
Wenn die Exzentrizitätsgröße L₇ 10 mm ist, bewegt sich die Kraftrolle 8 0,202 mm in der Y-Richtung unter den gleichen Bedingungen, wie in dem obigen Fall. Ein Übersetzungsverhältniswinkel der Kraftrolle 8 entsprechend der Bewegung ist (0,202/45) × 360° = 1,616°. Wenn dieser Wert mit dem Wert des vollen Übersetzungsverhältniswinkels verglichen wird, dann ist er 1,616°/60° = 0,027. Dieser Wert ist sehr viel kleiner, als der im Falle von L₇ = 3 mm; eine Abweichung des Übersetzungsverhältniswinkels ist nur 2,7 %, und daher führt er zu der Ausführung eines gewünschten Übersetzungsverhältnis-Betriebsverhaltens. Wenn ferner L₇ = 15 mm und L₇ 20 mm ist, sind die Verschiebungen y₈ der Kraftrolle in der Y-Richtung 0,134 mm und 0,100 mm, und die Änderungsraten der Übersetzungsverhältniswinkel sind 1,8 % und 1,3%. Dort besteht keine große Differenz zwischen dem Rechenergebnis im Falle von L₇ = 15 mm und dem im Falle von L₇ = 20 mm. Dieser Umstand lehrt, dass die Erhöhung der Exzentrizitätsgröße L₇ auf einen Wert über 15 mm unbedeutend ist bei der Bewahrung des Übersetzungsverhältnis-Betriebsverhaltens durch das Unterdrücken der Verschiebung y₈ in der Y-Richtung.
Obwohl der Grund, warum die untere Grenze der Exzentrizitätsgröße L₇ auf 5 mm gesetzt ist, bevorzugterweise 7 mm ist, wie oben erläutert wurde, wird die obere Grenze der Exzentrizitätsgröße L₇ beschrieben. Der Stützwellenbereich 22 der Ausgleichswelle 7 wird durch die Radialnadelrollenlager 24 innerhalb der ringförmigen Löcher 21 gelagert, welcher in dem Mittelbereich des Drehzapfens 6 vorgesehen ist. Die Ausgleichswelle 7 wird auf dem Drehzapfen 6 in einer freitragenden Weise gestützt, wie in 24A gezeigt ist. Wenn das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe in Betrieb befindlich ist, wird eine große Kraft in einer Pfeilrichtung von α von den 24A und 25 auf die Kraftrollen 8, 8 aufgebracht, welche drehbar auf dem Schwenkwellenbereich 23 der Ausgleichswelle 7 mittels des Radialnadelrollenlagers 25 gelagert wird. Das heißt, eine Kraft, deren Richtung die Rotationsrichtung der eingangsseiten Scheibe 2 (2A, 2B) ist, wird auf den Kontaktbereich aufgebracht, wo die Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2 (2A, 2B) in Kontakt mit den Umfangsflächen 8a der Kraftrolle 8 ist. Eine Kraft, deren Richtung gegenüberliegend zu der Rotationsrichtung der ausgangsseitigen Scheibe 4 ist (d.h., die gleiche wie die Rotationsrichtung der eingangsseitigen Scheibe 2) wird auf den Kontaktbereich aufgebracht, wo die Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 in Kontakt mit den Umfangsflächen 8a der Kraftrolle 8 ist. Diese Kraft wird aufgebracht, wie in einer Pfeilrichtung von β in 24B gezeigt ist, auf die Mittelposition in der Axialrichtung des Radialnadelrollenlagers 25 auf der Mittelachse des Schwenkwellenbereiches 23, so dass die Kraft so wirkt, dass sie die Ausgleichswelle 7 biegt. Wenn die Ausgleichswelle 7 eine niedrige Festigkeit hat, wird die Ausgleichswelle 7 stark verformt, und es ist leicht, die Kraftrolle 8, die auf der Ausgleichswelle 7 gelagert ist, in der Pfeilrichtung von α zu verschieben (im wesentlichen koinzident mit der Y-Richtung).
Andererseits ist ein Bereich der Ausgleichswelle 7, wo die Festigkeit am niedrigsten ist, der Verbindungsbereich, wo der Stützwellenbereich 22 mit dem Schwenkwellenbereich 23 verbunden ist. Eine Erhöhung der Exzentrizitätsgröße L₇ zwischen dem Stützwellenbereich 22 und dem Schwenkwellenbereich 23 führt zu einer Verminderung der Querschnittsfläche des Verbindungsbereiches und vermindert daher die Festigkeit in dem Verbindungsbereich. Wo die Exzentrizitätsgröße L₇ klein ist, nimmt die Querschnittsfläche des Verbindungsbereiches die Form eines perfekten Kreises oder eine Form ähnlich zu diesem ein. Da die Exzentrizitätsgröße L₇ anwächst, wird die Querschnittsfläche in ihrer Form elliptisch oder wie ein Rugbyball geformt. Somit ändert mit Anwachsen der Exzentrizitätsgröße L₇ die Querschnittsfläche ihre Form von einem perfekten Kreis zu der Ellipse oder dem Rugbyball. Das zweite Flächenträgheitsmoment des Verbindungsbereiches ändert sich, so dass eine Verformung der Ausgleichswelle 7, bewirkt durch die Kräfte, die die Richtungen von α und β haben, in ihrer Größe anwächst. Der Umstand, dass diese Verformung in den α- und β-Richtungen groß ist, führt zu der Tatsache, dass die Kontaktpunkte, wo die Umfangsfläche 8a der Kraftrolle 8 in Kontakt mit der Innenflä che 2a der eingangsseitigen Scheibe und der Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 ist, stark in der Y-Richtung bewegt wird. Es ist wünschenswert, die Größen der Verformung in der α- und β-Richtung so klein wie möglich zu vermindern, sowie im Falle der Verschiebung in der Y-Richtung basierend auf der Exzentrizitätsgröße L₇.
Spezifische Konfigurationen und Abmessungen der Ausgleichswelle 7 werden beschrieben. Zu diesem Zweck sind zwei Beispiele der Ausgleichswelle 7 in den 26A und 26B gegeben. Die Ausgleichswelle, die in 26A gezeigt ist, ist in einem stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe für den Motor einer relativ kleinen Leistung einzubauen, und die Ausgleichswelle, die in 26B gezeigt ist, ist in ein stufenlos verstellbares Toroidgetriebe für den Motor einer relativ großen Leistung einzubauen. In den 26A und 26B geben die Bezugszeichen die Außendurchmesser (in mm) der Bereiche an, die durch Maßlinien angegeben sind. Die 27A und 27B zeigen jene zwei Ausgleichswellen, von denen jede drei unterschiedliche Exzentrizitätsgrößen L₇ haben zusammen mit spezifischen Werten der Querschnittsflächen S(mm²) und dem Flächenträgheitsmoment I der Verbindungsbereiche, und die Verformungsgrößen λ (mm) der Ausgleichswelle 7 in der Axialrichtung (Y-Richtung) der Schwenkwellen.
Die Verformungsgröße λ der Ausgleichswelle 7 wird ausgedrückt durch λ = PL23 3/(3EI).
In der obigen Gleichung ist P eine Last, die auf die Ausgleichswelle 7 aufgebracht wird. Die Last P entspricht einer Kraftfahrzeugleistung, die durch die Kraftrolle 8 übertragen wird, d.h. eine Rollreibungskraft. L₂₃ ist ein Abstand von einem Punkt des Angriffs zu einem Drehpunkt der Last P, nämlich der Länge eines Arms, und entspricht der Länge von dem Verbindungsbereich zwischen dem Stützwellenbereich 22 und dem Schwenkwellenbereich 23 zu der Mittelposition des Radialnadelrollenlagers 25, gesehen in der Axialrichtung. E ist ein Young'scher Elastizitätsmodul von einem Hartmetall, z.B. Lagerstahl der Ausgleichswelle, und ist 206 kN/mm². Der Abstand L₂₃ (von dem Kraftangriffspunkt zu dem Drehpunkt) und die Kraft P waren 25 mm und 2,45 kN für die Ausgleichswelle 7 für den Motor kleiner Leistung, der in den 26A und 27A gezeigt ist, und 30 mm und 5,89 kN für die Ausgleichswelle 7 für den Motor großer Leistung, wie in den 26B und 27B gezeigt ist.
Unter den oben erläuterten Vorbedingungen wurde eine Berechnung für die Verformungsgröße λ der Ausgleichswelle 7 entsprechend eines Einflusses der Exzentrizitätsgröße L₇ ausgeführt. 28 zeigt eine Veränderung der Verformungsgröße λ der Ausgleichswelle 7, die in einem stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe für den Motor kleiner Leistung montiert ist, die in 26A und 27B in Bezug zu der Exzentrizitätsgröße L₇ gezeigt ist. 29 zeigt eine Veränderung der Verformungsgröße λ der Ausgleichswelle 7, die in einem stufenlos verstellbaren. Toroidgetriebe für den Motor großer Leistung montiert ist, die in 26B und 27B in bezug zu der Exzentrizitätsgröße L₇ gezeigt ist. Wie aus den 28 und 29 zu sehen ist, steigt eine Kurve, die eine Änderung der Verformungsgröße λ der Ausgleichswelle 7 repräsentiert, an, wenn die Exzentrizitätsgröße L₇ 12 mm oder länger ist, ungeachtet der Größe der Ausgleichswelle 7. Wenn die Exzentrizitätsgröße L₇ 15 mm oder größer ist, steigt die Kurve stark an. Aus diesem Fakt ist zu sehen, dass die obere Grenze der Exzentrizitätsgröße L₇ 15 mm ist, bevorzugterweise 12 mm.
Aus der oben beschriebenen Analyse wird gefolgert, dass, wenn die Abmessungen des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes innerhalb der oben erläuterten Abmessungen ist, die Exzentrizitätsgröße L₇ des Schwenkwellenbereiches 23 der Ausgleichswelle 7 zu dem Stützwellenbereich 22 derselben so ausgewählt ist, dass sie in einem Bereich von 5 mm bis 15 mm liegt, (ungeachtet der Größe der Kraftfahrzeugleistung) (insbesondere Drehmoment), das durch das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe übertragen wird, oder der Größe der Ausgleichswelle 7. Somit kann eine Änderung des Übersetzungsverhältnisses, welche durch die Maßtoleranzen der Bauteile des stufenlos verstellbaren Getriebes und der elastischen Verformungen, die durch Schublasten bewirkt werden, die während der Leistungsübertragungen aufgebracht werden, soweit vermindert werden, dass sie kein Problem bei der praktischen Verwendung verursachen.
Wie aus der vorhergehenden Beschreibung zu sehen ist, kann bei dem stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe, das wie oben erläutert, aufgebaut ist, dessen Übersetzungsverhältnis auf ein gewünschtes Verhältnis gesteuert werden, und daher werden bei ei nem Kraftfahrzeug, das das stufenlos verstellbare Getriebe nach der Erfindung darin eingebaut hat, die Verbesserung des Laufverhaltens und eines effizienten Kraftstoffverbrauches erzielt.
Nach 30 bis 31 ist die Erfindung weiterhin auf die Verbesserung der Ausgleichswellen 7 zum drehbaren Stützen der Kraftrollen 8 auf den Drehzapfen 6 gerichtet (1 bis 7). Der verbleibende Aufbau und die Arbeitsweise des stufenlos veränderlichen Getriebes sind im wesentlichen zu vorgeschlagenen stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe gleich, das schon beschrieben wurde. Aus diesem Grund wird eine Beschreibung und Darstellung des gleichen Aufbaus weggelassen oder auf einfache Weise gegeben, und ein Merkmal der Erfindung und ein Bereich, außer für den oben erläuterten, wird gegeben.
Wie gezeigt, schließt die Ausgleichswelle 7 einen Stützwellenbereich 22 und einen Schwenkwellenbereich 23 ein, welche parallel zueinander sind, wobei aber der erstgenannte exzentrisch zu dem Letztgenannten ist. Ein Flanschbereich 46 ist auf einem kontinuierlichen Bereich ausgebildet, wo der Stützwellenbereich 22 und der Schwenkwellenbereich 23 kontinuierlich sind. Der Außendurchmesser D₄₇ eines basisseitigen Halbteils 47 des Schwenkwellenbereiches 23, der näher zu dem Flanschbereich 46 angeordnet ist, ist größer, als der Außendurchmesser D₄₈ des kopfseitigen Halbteils 48 desselben (D₄₇ > D₄₈). Wenn der Außendurchmesser D₄₇ des basisseitigen Halbteils 47 des Schwenkwellenbereiches 23 vergrößert wird, werden die folgenden Vorteile erzeugt. Die Querschnittsfläche des kontinuierlichen Bereiches zwischen dem Stützwellenbereich 22 und dem Schwenkwellenbereich 23 ist auf einem befriedigenden Pegel abgesichert. Eine Biegesteifigkeit des kontinuierlichen Bereiches wird erhöht. Daher ist es schwierig, die Ausgleichswelle 7 an diesem kontinuierlichen Bereich während der Arbeitsweise des stufenlos verstellbaren Betriebes zu biegen, und die Ausgleichswelle 7 wird weniger verformt, wenn sie einer Wärmebehandlung unterzogen wird.
Ferner ist in der Basisfläche des Stützwellenbereiches 22, d.h., der Basisfläche, die näher zu dem Flanschbereich 46 angeordnet ist, ein abgeschrägter Teil 49 ausgebildet, der an einem Bereich abgeschrägt ist, der nach außen von der Außenumfangsfläche des Flanschbereiches 46 der Basisfläche in Radialrichtung des Stützwellenbereiches 22 hervorsteht. Der abgeschrägte Teil 49 verhindert die störende Beeinflussung mit dem Außenlaufring 28 des Druckkugellagers 26, der die Kraftrolle 8 lagert, und schafft eine glatte Oberfläche des kontinuierlichen Bereiches zwischen dem Stützwellenbereich 22 und dem Flanschbereich 46. Die glatte Fläche eliminiert die Formung der Ausgleichswelle 7 während deren Wärmebehandlung. Ein Neigungswinkel θ des abgeschrägten Teils 49 ist bevorzugterweise innerhalb eines Bereiches von 10 bis 45°.
Andererseits ist eine Zentrierbohrung 50 in dem Mittelbereich des Außenlaufrings 28 des Druckkugellagers 26 zum Stützen der Kraftrolle 8 ausgebildet, die drehbar durch die Ausgleichswelle 7 gestützt wird, wie oben erläutert wurde. Die Zentrierbohrung 50 kann den Flanschbereich 46 und das basisseitige Halbteil 47 in einer Einpaßweise ohne ein Rattern dazwischen aufnehmen. Die Zentrierbohrung schließt einen Bereich 51 mit einem kleinen Durchmesser zum Aufnehmen des basisseitigen Halbteils 47 in eingepaßter Weise ein und schließt einen Bereich 52 mit einem großen Durchmesser zum Aufnehmen des Flanschbereiches 46 in einer eingepaßten Weise ein. Die Tiefe D₅₂ des Bereiches 52 mit großem Durchmesser ist etwas größer als die Dicke T₄₆ des Flanschbereiches 46 (D₅₂ > T₄₆). Mit einer solchen Abmessungsauswahl steht ein Teil des Flanschbereiches 46 nicht von der Außenfläche (obere Fläche in 31) des Außenrings 28 hervor, wenn der Flanschbereich 46 und der Basisteil 47 in die Zentrierbohrung 50 eingepaßt sind. Dieses ist erforderlich, um zu verhindern, dass der Flanschbereich 46 eine störende Beeinflussung mit dem Drucknadelrollenlager 27 hat (3 bis 7), welches zwischen dem Außenring 28 und der Innenfläche des Drehzapfens 6 angeordnet ist.
Die Kraftrolle 8 wird drehbar auf dem kopfseitigen Halbteil 48 des Schwenkwellenbereiches 23 der so konfigurierten Ausgleichswelle 7 mittels des Radialnadelrollenlagers 25 gestützt (4 bis 7). Ein Bereich der Außenumfangsfläche des kopfseitigen Halbteils 48, d.h., in der Außenumfangsfläche des Schwenkwellenbereiches 23 ist eine Wälzfläche derselben, mit welcher die Wälzflächen der Nadeln 45, 45 (gezeigt in den 3 bis 7 und 14 und 15) des Radialnadelrollenlagers 25 in Kontakt gebracht sind, geglättet, um eine Oberflächenrauheit von 0,2 μm Ra oder weniger durch Feinstziehschleifen zu haben. Eine Schleifbearbeitung, nicht Feinstziehschleifen, kann 0,2 μm Ra erzeugen (Oberflächenrauheit), wobei jedoch das Schleifverfahren schwierig ist und dessen Kosten hoch sind. In bezug dazu wird die Verwendung des Feinstziehschleifens bevorzugt.
Die Ausgleichswelle 7 wird aus Stahl hergestellt, z.B. aus Chrom-Molybdän-Stahl (z.B. SCM 435 (JIS G 4105)) oder aus kohlenstoffreichem Chrom-Lagerstahl (z.B. SUJ 2 (JIS G 4805)). Eine Karbonnitrierungsschicht, die 0,8 bis 1,5 Gew.-% Kohlenstoff und 0,05 bis 0,5 Gew.-% Stickstoff enthält, wird auf einem Oberflächenbereich ausgebildet (tatsächlich die gesamte Oberfläche der Ausgleichswelle 7) der Außenumfangsfläche von zumindest dem unteren Teil 48 der Ausgleichswelle 7, die aus Stahl hergestellt ist. Nachfolgend zu dem Karbonnitrierungsprozess wird zumindest der Oberflächenbereich (tatsächlich die gesamte Oberfläche der Ausgleichswelle 7) abgeschreckt und angelassen, um so die Härte des Oberflächenbereiches auf HRc60 oder höher zu erhöhen.
Bei dem so aufgebauten stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe ist es leicht, einen Ölfilm auf dem Kontaktbereich zu bilden, wo die Außenumfangsfläche des unteren Teils 48 des Schwenkwellenbereiches 23 in Kontakt mit dem Wälzflächen der Nadeln 45, 45 des Radialnadelrollenlagers 25 ist. Der ausgebildete Ölfilm verhindert Schäden (z.B. ein frühes Abblättern) der Außenumfangsfläche des kopfseitigen Halbteils 48. Die Tabelle 1 zeigt die Ergebnisse eines Lebensdauertests, der durch den Erfinder bzw. die Erfinder durchgeführt wurde. Der Test wurde durchgeführt, um zu wissen, wie die Oberflächenrauheit der Außenumfangsfläche des kopfseitigen Halbteils 48 die Lebensdauer der Außenumfangsfläche derselben beeinflusst. Musterstücke 1 bis 8 wurden unter den gleichen Bedingungen getestet, welche anders sind, als die Oberflächenrauheit der Außenumfangsfläche des kopfseitigen Halbteils 48, wobei das Material, die Kohlenstoffdichte und die Stickstoffdichte die gleichen waren, wie vom Musterstück 4 in Tabelle 2, die später erläutert wird, und die Oberflächenhärte ist HRc62.
Die Testergebnisse zeigen, dass die Außenfläche des unteren Teils 48 nicht geschädigt wird (z.B. nicht von einem frühen Abblättern betroffen wird), wenn die Außenfläche feinstziehgeschliffen wird, um 0,2 μm Ra oder weniger in der Oberflächenrauheit zu haben.
Tabelle 1
Die Oberflächenrauheit der anderen Oberfläche als des kopfseitigen Halbteils 48 braucht nicht glatt bearbeitet zu werden, wie die von dem kopfseitigen Halbteil 48. Annähernd 1,6 μm Ra ist für die Oberflächenrauheit deren Außenfläche befriedigend, da der Stützwellenbereich 22 genau auf dem Drehzapfen 6 gestützt, wird, um so seine geringfügige Schwenkverschiebung zu ermöglichen.
Da die Karbonnitrierungsschicht auf dem Oberflächenbereich der Außenumfangsfläche von zumindest dem kopfseitigen Halbteil 48 des Schwenkwellenbereiches 23 ausgebildet ist, ist deren Wärmebeständigkeit hoch genug, um zu verhindern, dass die Außen umfangsfläche einem frühen Abblättern unterworfen wird. Um zu wissen, wie der Kohlenstoff- und der Stickstoffgehalt (Dichte) der Karbonnitrierungsschicht, die auf dem Oberflächenbereich des unteren Teils 48 ausgebildet ist, die Lebensdauer der Außenumfangsfläche beeinflusst, wurde ein Lebensdauertest durchgeführt. Die Testergebnisse sind in Tabelle 2 gezeigt. In den Testmusterstücken 1 bis 7 waren die anderen Bedingungen, als die Kohlenstoff- und Stickstoffgehalte (Dichten) der Karbonnitrierungsschicht, die auf der Außenumfangsfläche des kopfseitigen Halbteils 48 ausgebildet ist, gleich, wobei das feinstziehgeschliffene Musterstück 6 in Tabelle 1 verwendet wurde.
Tabelle 2
Das so aufgebaute stufenlos verstellbare Toroidgetriebe dient zusätzlich zur Verhinderung der Schädigung, z.B. des Abblätterns in einem frühen Zustand, der Umfangsflächen der Schwenkwellenbereiche der Ausgleichswellen zum Stützen der Kraftrollen auf den Drehzapfen erfolgreich. Daher wird die Lebensdauer und die Zuverlässigkeit des stufenlos verstellbaren Getriebes verbessert.
Unter Bezugnahme auf die 32 bis 35 wird eine zusätzliche Verbesserung der Radialnadelrollenlager 25a zum drehbaren Stützen der Kraftrollen 8 auf dem Umfang der Schwenkwellenbereiche 23, die die Ausgleichswellen 7 in einem stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe bilden, beschrieben. Der verbleibende Aufbau und die Arbeitsweise des stufenlos verstellbaren Getriebes ist im wesentlichen gleich zu dem vorgeschlagenen stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe, das schon beschrieben wurde. Aus diesem Grund wird eine Beschreibung und Darstellung des gleichen Aufbaus weggelassen oder auf einfache Weise gegeben. Die Beschreibung der Ausführungsform wird so gemacht, dass ein Schwerpunkt auf deren Merkmal gelegt wird.
Jedes Radialnadelrollenlager 25a ist aufgebaut mit einer Mehrzahl von Nadeln 45a, 45a und einem käfigförmigen fensterartigen Abstandhalter 53 zum Rückhalten jener Nadeln 45, 45 in einem wälzbaren Zustand. In diesem Fall dient die Außenumfangsfläche des Schwenkwellenbereiches 23 als die zylindrische Innenlaufbahn 54 des Radialnadelrollenlagers 25, und die Innenumfangsfläche der Kraftrolle 8 dient als die Außenlaufbahn 55 des Radialnadelrollenlagers 25.
Im Falle des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes, wie es in 35 gezeigt ist, sind beide Enden der Nadeln 45a (wenn axial gesehen) konisch, um einen balligen Bereich 68, 68 aufzuweisen. Eine diesem Bereich zugeordnete Balligkeitsgröße δ₆₈ der Nadel 45a, nämlich ein radialer Abstand der Außenfläche des Bereichs 68 von der Außenumfangsfläche der Nadel 45a (angenommen durch gerades Erstrecken von der Außenfläche des zylindrischen Bereiches 69, welches in dem Mittelbereich der Nadel 45a in der Axialrichtung vorgesehen ist) wird auf folgende Weise bestimmt. Es wird angenommen, dass die Axiallänge der Nadel 45a L_45a ist, der Außendurchmesser des zylindrischen Bereiches 69 D₆₉ ist, und ein Abstand von jeder Endfläche der Nadel 45a zu einem Meßpunkt der Balligkeitsgröße δ₆₉ L₆₈ ist. Ferner wird angenommen, dass der Abstand L₆₈ zu dem Meßpunkt so ausgewählt ist, dass er 5 bis 15 % der Axiallänge L_45a ist; L₆₈ = (0,05 bis 0,15) × L_45a. Unter diesen Bedingungen ist die Balligkeitsgröße δ₆₈ so ausgewählt, dass sie 0,15 bis 0,65 % des Außendurchmessers D₆₉ des zylindrischen Bereiches 69 hat; δ₆₈ = (0,0015 bis 0,0065) × D₆₉.
Bei dem stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe der Ausführungsform sind die Nadeln 45a des Radialnadelrollenlagers 25a zum drehbaren Stützen der Kraftrolle 8 auf den Schwenkwellenbereichen 23 der Ausgleichswellen 7 ballig (bezeichnet durch Bezugszahl 68) mit einer geeigneten Balligkeitsgröße. Auch wenn daher die Kraftrollen 8 große Schublasten während der Arbeitsweise des stufenlos verstellbaren Getriebes aufnehmen und elastisch verformt werden, und als ein Ergebnis dessen, die Zwischenraumbreite zwischen der Innenlaufbahn 54 und der Außenlaufbahn 55 des Radialnadelrollenlagers 25a seine Gleichförmigkeit verliert, verhindert die Balligkeit der Nadeln 45a effektiv das Aufbringen eines übermäßigen Flächendrucks auf die Bauteile des Radialnadelrollenlagers 25a.
Das heißt, während der Arbeitsweise des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes nimmt die Kraftrolle 8 große Schubkräfte an beiden Positionen darauf auf, radial gegenüberliegend zueinander, von der Innenfläche 2a der eingangsseitigen Scheibe 2 und der Innenfläche 4a der ausgangsseitigen Scheibe 4 (gezeigt in den 1 bis 3, 8, 9, 19 und 20), und verformt sich elastisch, wie übertrieben in den 33 und 34 dargestellt ist. Auch wenn jedoch die Kraftrolle 8 somit elastisch verformt wird, um die Gleichförmigkeit der Zwischenraumbreite zwischen der Innenlaufbahn 54 und der Außenlaufbahn 55 zu verlieren, kommen die Enden der Nadeln 45a nicht in Kontakt mit der Innenlaufbahn 54 und der Außenlaufbahn 55. Dementsprechend wird bei dem stufenlos verstellbaren Getriebe dieser Ausführungsform ein frühes Abblättern, verursacht durch die Kantenpressung, verhindert.
Wie oben beschrieben, sind beide Enden jeder Nadel 45a (wenn axial gesehen) des Radialnadelrollenlagers 25a auf geeignete Weise ballig (bezeichnet mit Bezugszahl 68). Die Balligkeit verhindert das Auftreten der Kantenpressung, um dadurch die Lebensdauer des Radialnadelrollenlagers 25a zu verbessern. Wenn die Außenlaufbahn 55, die durch die Innenumfangsfläche der Kraftrolle 8 aufgebaut ist, elastisch verformt wird, ändern die Nadeln 45a, die durch die Abstandhalter 53 rückgehalten werden, etwas ihre Stellung, so dass die Wälzflächen der Nadeln 45a, 45a die Innenlaufbahn 54 und die Außenlaufbahn 55 schaffen. Der Kontakt der Wälzflächen der Nadeln 45a, 45a mit der Innenlaufbahn 54 und der Außenlaufbahn 55 ist in einem geeigneten Kontaktzustand gebracht, um dadurch ein übermäßiges Anwachsen des Flächendrucks auf die Kontaktbereiche zu unterdrücken.
Wenn in diesem Zusammenhang die Balligkeitsgröße δ₆₈ zu klein ist, wird die Erzeugung der Kantenpressung ungenügend unterdrückt. In diesem Fall wird die Lebensdauer des Radialnadelrollenlagers 25a ungenügend verbessert. Wenn im Gegensatz dazu δ₆₈ zu groß ist, werden die Nadeln 45a, 45a des Radialnadelrollenlagers und die Kraftrolle 8, die durch das Radialnadelrollenlager 25a gelagert wird, schräggestellt. Das Ergebnis hat einen entgegengesetzten Effekt, dass die Kantenpressung leicht erzeugt wird und dass das frühe Abblättern auf einfache Weise auftritt. Da zusätzlich die Kraftrolle 8 die Kraftfahrzeugleistung überträgt, während sie sich mit einer hohen Geschwindigkeit in einem Zustand dreht, wird die Kraftrolle 8 geneigt, verglichen mit der Normalstellung, wobei dadurch große Geräusche und Schwingungen erzeugt werden. Das gesamte Getriebe mit der Getriebeeinheit, das das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe enthält, erzeugt starke Geräusche und Schwingungen, und beeinflusst somit nachteilig das Fahrgefühl für das Fahrzeug, das die Getriebeeinheit aufweist.
Andererseits wird bei der vorliegenden Erfindung die Balligkeitsgröße δ₆₈, wie oben beschrieben, gesteuert, und daher wird die Erzeugung des Kantenpressung verhindert, und die Kraftrollen 8 werden nicht während der Arbeitsweise des stufenlos verstellbaren Getriebes geneigt.
Ein Test, der durch den Erfinder bzw. die Erfinder durchgeführt wurde, um die Balligkeitsgröße δ₆₈, wie oben beschrieben, festzulegen, wird beschrieben. Hochgeschwindigkeits-Lebensdauertests wurden unter Verwendung eines Motordynamos für zwei stufenlos verstellbare Toroidgetriebe für eine kleine Motorleistung und für eine große Motorleistung ausgeführt.
Für das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe für eine große Motorleistung wurde ein stufenlos verstellbares Doppelhohlraum-Toroidgetriebe verwendet, dessen Hohlraumdurchmesser D₀ 130 mm ist (Hohlraumdurchmesser D₀ = Abstand zwischen Schwenkwellen 5, 5, die an beiden Enden der Drehzapfen 6, 6 vorgesehen sind, 4). Die Betriebsbedingungen in dem Test waren: die Anzahl der Umdrehungen jeder der ein gangsseitigen Scheiben 2A und 2B waren 4000 Umdrehungen pro Minute; das Eingangsdrehmoment war 300 Nm; und das Übersetzungsverhältnis war 0,5 (die Anzahl der Umdrehungen der ausgangsseitigen Scheibe 4 1/2 der der Eingangsscheiben). Die Abmessungen des Radialnadelrollenlagers 25a waren: der Durchmesser eines einbeschriebenen Kreises jeder Nadel 45a war 25 mm; der Durchmesser eines umschriebenen Kreises war 23 mm (Außendurchmesser des zylindrischen Bereiches 59 der Nadel 45a war 4 mm); und die Axiallänge L_45a der Nadel 45a war 16,8 mm.
Unter den oben erläuterten Bedingungen wurde ein Test zum Bestätigen der Lebensdauer des Radialnadelrollenlagers 25a durchgeführt, während die Balligkeitsgröße δ₆₈ der Nadeln 45 verändert wurde (d.h., Verwendung der Balligkeitsgröße δ₆₈ als ein Parameter) und somit konnten geeignete Balligkeitsgrößen δ₆₈ aus dem Test erzielt werden. Beim Vorgehen im Hochgeschwindigkeits-Lebensdauertest wurde eine elastische Verformungsgröße der Kraftrolle 8 auf der Basis der Werte der Last, die auf die eingangsseitige Scheibe 2 und die ausgangsseitige Scheibe 4 auf die Kraftrolle 8 während der Arbeitsweise des stufenlos verstellbaren Getriebes aufgebracht wird durch einen FEM-Prozeß berechnet. Die Verformungsgröße, die erzielt wurde, wurde bei der Balligkeitsgröße δ₆₈ berücksichtigt. Eine Sollzeit für den Hochgeschwindigkeits-Lebensdauertest wurde auf 200 Stunden festgelegt. Der Wert von 200 Stunden kann als ein Referenzwert für die Dauerfestigkeit für die Lebensdauer der Getriebeeinheit des Fahrzeuggetriebes verwendet werden.
Die Testergebnisse sind in Tabelle 3 und 36 gezeigt.
Das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe, das ein Einzelkleinhohlraumtyp ist, von dem der Hohlraumdurchmesser D₀ 104 mm ist, wurde dem Hochgeschwindigkeits-Lebensdauertest unterzogen. Die Betriebsbedingungen in dem Test waren: die Anzahl der Umdrehungen der eingangsseitigen Scheibe 2 waren 4000 Umdrehungen pro Minute; das Eingangsdrehmoment war 60 Nm; und das Geschwindigkeitsänderungsverhältnis war 0,5. Die Abmessungen des Radialnadelrollenlagers 25a waren: der Durchmesser eines eingeschriebenen Kreises jeder Nadel 45a war 16 mm; der Durchmesser eines umschriebenen Kreises war 20 mm (Außendurchmesser des zylindrischen Bereiches 69 der Nadel 45a war 2 mm); und die Axiallänge L_45a war 13,8 mm.
Tabelle 3
Die Testergebnisse sind in Tabelle 4 und 37 gezeigt.
Wie aus den Testergebnissen zu sehen ist, wird, wenn der Außendurchmesser des zylindrischen Bereiches 60 der Nadel 45a 4 mm ist, eine Soll-Lebensdauer in einem Zustand abgesichert, bei der die Balligkeitsgröße δ₆₈ innerhalb des Bereiches von 0,006 mm bis 0,026 mm ist. Wenn der Außendurchmesser 2 mm ist, wird die Soll-Lebensdauer in einem Zustand abgesichert, bei der die Balligkeitsgröße δ₆₈ innerhalb von 0,003 mm bis 0,013 mm ist. In jenen Fällen muss zum Absichern einer befriedigenden Lebensdauer die Balligkeitsgröße δ₆₈ 0,15 % bis 0,65 % des Außendurchmessers D₆₉ des zylindrischen Bereiches 69 der Nadel 45a sein.
Tabelle 4
Die Balligkeitsgröße δ₆₈ wurde an einer Position der Nadel 45a (axial gesehen) von 5 bis 15 % der Axiallänge L_45a der Nadel 45a gemessen, gemessen von der Endfläche derselben. Bei dem tatsächlichen Lebensdauertest war der Meßpunkt 2 mm (11,9 %) von der Endfläche der Nadel beabstandet, wenn die Axiallänge L_45a 16,8 mm ist (Außendurchmesser = 4 mm). Er war 1,5 mm (10,9 %) von der Endfläche der Nadel beabstandet, wenn die Axiallänge L_45a 13,8 mm ist (Außendurchmesser = 2 mm). Bei dem Musterstück E war die Axiallänge L_45a 16,8 mm (Außendurchmesser = 4 mm) und die Balligkeitsgröße war 0,011 mm (0,275 %) in einer 2,5 mm (14,9 %) von der Endfläche beabstandeten Position. Die Balligkeitsgröße war 0,023 mm (0,58 %) an einer 0,9 mm (5,4 %) von der Endfläche beabstandeten Position. Jene Zahlen genügten den Bedingungen, die im Patentanspruch angegeben sind. Im Musterstück D war die Axiallänge L_45a 13,8 mm, die Balligkeitsgröße war 0,005 mm (0,25 %) an einer 2,0 mm (14,5 %) von der Endfläche beabstandeten Position. Die Balligkeitsgröße war 0,010 mm (0,5 %) an einer 0,7 mm (5,1 %) von der Endfläche beabstandeten Position. Den im Patentanspruch angegebenen Bedingungen wurden bei diesen Zahlen genügt.
Wenn ein anfänglicher Radialspalt des Radialnadelrollenlagers 25a so festgelegt ist, dass er groß ist, ist eine Neigung der Kraftrolle 8 zu dem Schwenkwellenbereich 23 der Ausgleichswelle 7 groß, wodurch ein unangenehmes Geräusch und unangenehme Schwingungen während der Arbeitsweise des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes bewirkt wurden. Ferner wird aufgrund einer Änderung und des Wechsels des zu übertragenden Drehmomentes durch das stufenlos verstellbare Getriebe (Wechsel: Umschalten des Antriebszustandes auf einen und aus einem Motorbremszustand), die Kraftrolle 8 wiederholt auf einer Seite (gesehen in der Radialrichtung) durch einen Abstand entsprechend zu dem Radialspalt vorbelastet. Dieses resultiert in einer Erhöhung einer nicht reagierenden Zone (wo die Übersetzungsänderung nicht ausgeführt wird, auch wenn ein Übersetzungsänderungssignal eingegeben wird), und diese Erscheinung bewirkt einen Nachteil bei der Übersetzungsänderungssteuerung.
Aus diesem Grund wird bevorzugt, dass der tatsächliche Radialspalt, während die Verformungsgröße der Kraftrolle 8 berücksichtigt wird, etwas größer ist, als ein Spalt, der für das Radialnadelrollenlager mit den Nadeln 45a, 45a und dem Abstandhalter 53 (Käfig und Rolle) herstellerseitig empfohlen wird. In einem Fall, bei dem der Außendurchmesser (der Durchmesser der Innenlaufbahn 54) des Schwenkwellenbereiches 23 der Ausgleichswelle 7 15 bis 30 mm ist und der Innendurchmesser (Durchmesser der Außenlaufbahn 55) der Kraftrolle 8 20 bis 40 mm ist, ist ein bevorzugter Radialspalt im Anfangszustand (die Kraftrolle 8 ist frei) annähernd 0,020 bis 0,055 mm im Durchmesser.
Für diese Werte ist der empfohlene Spalt entsprechend dem Katalog annähernd 0,08 bis 0,035 mm.
Um das frühe Abblättern zu verhindern, wird bevorzugt, dass die Oberflächenrauheit der Kontaktbereiche in Kontakt mit den Wälzflächen der Nadeln 45a so festgelegt ist, dass sie gut ist. Die Oberflächenrauheit Rmax der Außenumfangsfläche (Innenlaufbahn 54) des Schwenkwellenbereiches 23 der Ausgleichswelle 7 soll normalerweise 1,6 S und die Oberflächenrauheit Rmax der Innenumfangsfläche (Außenlaufbahn 54) der Kraftrolle 8 3,2S betragen. Es wird bevorzugt, dass die tatsächliche Oberflächenrauheit etwas kleiner als die empfohlene Oberflächenrauheit (glatter) ist. Die Oberflächenhärte der Innenlaufbahn 54 und der Außenlaufbahn 55 ist so festgelegt, dass sie gleich der der Wälzflächen der Nadeln 45a, 45a ist, und ist auf HRc60 und höher als normalerweise empfohlen festgelegt.
Mit dem so aufgebauten und betriebenen stufenlos verstellbaren Toroidgetriebe kann die Erfindung eine ausgezeichnete Haltbarkeit schaffen, und kann somit die praktische Verwendung des stufenlos verstellbaren Toroidgetriebes begünstigen.

Claims

Exzenterwelle für ein stufenlos verstellbares Toroidgetriebe, welches aufweist: zumindest ein Paar Scheiben (2, 4), von denen jede eine in Axialrichtung konkave Fläche aufweist, die im Querschnitt bogenförmig ist, wobei die Scheiben (2, 4) koaxial zueinander angeordnet und unabhängig voneinander so drehbar gelagert sind, dass die konkaven Flächen einander gegenüberliegend sind; einen Drehzapfen (6), der um eine Schwenkwelle (5) verschwenkbar ist, wobei der Drehzapfen (6) ein kreisförmiges Loch (21) aufweist, das in Richtung senkrecht zur Axialrichtung der Schwenkwelle (5) in einem Mittelbereich des Drehzapfens ausgebildet ist; eine Exzenterwelle (7), die einen Stützwellenbereich (22) und einen Schwenkwellenbereich (23) aufweist, welche parallel und exzentrisch zueinander angeordnet sind, wobei der Stützwellenbereich (22) drehbar relativ zur Innenfläche des kreisförmigen Lochs (21) mittels eines Radiallagers gelagert ist und der Schwenkwellenbereich (23) von einer Innenfläche des Mittelbereichs des Drehzapfens (6) vorsteht; eine Kraftrolle (8) mit einer bogenförmig konvexen Fläche auf ihrer Außenumfangsfläche (8a), wobei die Kraftrolle (8) zwischen den konkaven Flächen des Paares der Scheiben (2, 4) geklemmt und drehbar auf einer Außenumfangsfläche des Schwenkwellenbereichs (23) gelagert ist, und ein Drucklager (26, 27), welches zwischen der Kraftrolle (8) und der Innenfläche des Mittelbereichs des Drehzapfens (6) angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass eine Exzentrizitätsgröße L₇ der Exzenterwelle (7), welche einem Abstand zwischen Mittelachsen des Stützwellenbereichs (22) und des Schwenkwellenbereichs (23) entspricht, in einem Bereich von 5 mm bis 15 mm, vorzugsweise in einem Bereich von 7 mm bis 12 mm, liegt, wobei die Exzenterwelle mit folgenden Abmessungen des Toroidgetriebes verwendbar ist: – Außendurchmesser jeder Scheibe: 80 bis 200 mm, – Außendurchmesser der Kraftrolle: 50 bis 120 mm, – Außendurchmesser des Stützwellenbereichs: 10 bis 40 mm, – Außendurchmesser des Schwenkwellenbereichs: 10 bis 40 mm, – Stützlänge L₂₃ der Kraftrolle bei Abstützung durch den Schwenkwellenbereich: 10 bis 40 mm, und ein in das stufenlos verstellbare Toroidgetriebe einleitbares Drehmoment: 29,4 bis 686,7 Nm beträgt.
Exzenterwelle nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Kraftrolle (8) drehbar auf der Außenumfangsfläche des Schwenkwellenbereichs (23) mittels eines Radialnadelrollenlagers (25) gelagert ist, und dass ein Bereich der Außenumfangsfläche des Schwenkwellenbereichs (23), der mit den Wälzflächen der Nadeln (45) des Radialnadelrollenlagers (25) in Kontakt ist, eine geglättete Oberfläche mit einer Oberflächenrauheit von 0,2 μm Ra oder weniger aufweist und durch Feinstziehschleifen ausgebildet ist.
Exzenterwelle nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Exzenterwelle (7) aus Stahl hergestellt ist und die Außenumfangsfläche von zumindest dem Schwenkwellenbereich (23) der Exzenterwelle (7) eine Karbonnitrierungsschicht aufweist, die 0,8 bis 1,5 Gewichts-% Kohlenstoff und 0,05 bis 0,5 Gewichts-% Stickstoff enthält und zumindest diese Außenumfangsfläche nach dem Karbonnitrierungsprozess abgeschreckt und angelassen ist.
Exzenterwelle nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Kraftrolle (8) drehbar durch ein Radialrollenlager (25a) mit einem Abstandshalter (53) gelagert und von einer Mehrzahl von Nadeln (45a) gestützt ist, wobei die Nadeln (45a) an ihren beiden Endbereichen in Axialrichtung konisch ausgebildet sind mit einer Konusgröße (δ₆₈) der Nadel (45a) an einer Position, die um 5 bis 15 % der Axiallänge der Nadel in Richtung näher zum Mittelbereich der Nadeln (45a) von einer Endfläche 0,15 bis 0,65 % des Außendurchmessers des Mittelbereichs der Nadeln (45a) ist.