DE69709211T2

DE69709211T2 - Stufenlos verstellbares Getriebe mit metallischem Gliederkeilriemen

Info

Publication number: DE69709211T2
Application number: DE69709211T
Authority: DE
Inventors: Hirofumi Akagi; Hideaki Aoyama; Shigeru Kanehara; Takamichi Shimada; Hideaki Yoshida
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1996-03-27
Filing date: 1997-03-27
Publication date: 2002-06-13
Anticipated expiration: 2017-03-28
Also published as: JP3660047B2; CN1163995A; KR100256622B1; EP0798492A1; KR970066171A; JPH09264390A; CN1095955C; DE69709211D1; EP0798492B1; US5800298A

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein stufenlos verstellbares Getriebe vom Metallkeilriemen-Typ.
Ein herkömmliches stufenlos verstellbares Getriebe vom Metallkeilriemen- Typ besitzt allgemein eine Anfahrkupplung an einer Antriebswelle. Während des Stopps eines Fahrzeugs, wobei die Anfahrkupplung in ihrem ausgerückten Zustand ist, sind die Antriebsscheibe und die Abtriebsscheibe in ihren gestoppten Zuständen, in denen die Kraftübertragung von einem Motor blockiert ist. Wenn daher das Fahrzeug in einem Zustand stoppt, in dem, wegen harter Bremsung, das Verhältnis des stufenlos verstellbaren Getriebes vom Riementyp nicht vollständig zu einem niedrigen Wert zurückgekehrt ist, muss es verstellt werden, wenn die Antriebsscheibe und die Abtriebsscheibe gestoppt worden sind, um, bereit für das nächste Anfahren, das Verhältnis auf einen niedrigen Wert zurückzubringen. Für dieses Verstellen besteht ein Problem darin, dass ein extrem großer Hydraulikdruck erforderlich ist.
Wenn die Anfahrkupplung an der Abtriebswelle vorgesehen ist, wie in der japanischen Patentanmeldungs-Offenlegungsschrift Nr. 4-165149 oder der EP-A-0483764 beschrieben, drehen sich die Antriebsscheibe und die Abtriebsscheibe auch während des Stopps des Fahrzeugs, während die Anfahrkupplung in ihrem ausgerückten Zustand ist. Daher ist es möglich, das Verstellen mit einem geringen Hydraulikdruck durchzuführen und hierdurch die Kapazität einer Ölpumpe zu senken.
Insbesondere offenbart die EP-A-0483764 (Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha) ein stufenlos verstellbares Getriebe vom Metallkeilriemen-Typ, umfassend eine Antriebswelle, eine an der Antriebswelle angebrachte Antriebsscheibe, wobei die Antriebsscheibe eine V-Nut enthält, eine Abtriebswelle, eine an der Abtriebswelle angebrachte Abtriebsscheibe, wobei die Abtriebsscheibe eine V-Nut enthält, sowie einen Endlosriemen, der Metallringe und eine Anzahl von Metallblöcken an den Metallringen aufweist und um die Antriebsscheibe und die Abtriebsscheibe herumgelegt ist.
Um eine axiale Schubkraft auf die Scheiben des stufenlos verstellbaren Getriebes vom Metallkeilriemen-Typ mit Hydraulikdruck auszuüben, um den Endlosriemen radial auswärts zu bewegen, ist es erforderlich, eine gegebene Größenbeziehung zwischen dem Reibkoeffizienten u zwischen der Scheibe und dem Endlosriemen und dem Neigungswinkel α der V-Nut in der Scheibe aufzustellen.
Die vorliegende Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass der Neigungswinkel α der V-Nut in der Antriebsscheibe und der Abtriebsscheibe in dem Bereich von tan&supmin;¹ ua < α < tan&supmin;¹ us liegt, wobei us der statische Reibkoeffizient zwischen der Antriebs- und der Abtriebsscheibe und dem Endlosriemen ist, und ua der dynamische Reibkoeffizient zwischen der Antriebs- und der Abtriebsscheibe und dem Endlosriemen ist.
Mit dieser Anordnung kann der Scheibenneigungswinkel verkleinert werden, um die Zugkraft des Endlosriemens zu senken, und daher kann das übertragbare Drehmoment erhöht werden, während ein Schlupf des Endlosriemens vermieden wird. Zusätzlich wird der Hub der Scheibe in Bezug auf das gleiche Änderungsverhältnis reduziert, und daher kann die axiale Abmessung des stufenlos verstellbaren Metallkeilriemen-Getriebes zusammenwirkend mit der Tatsache reduziert werden, dass die axiale Dicke der Scheibe selbst abnimmt, und ferner kann auch das Ansprechverhalten auf die Verhältnisänderung verbessert werden.
Bevorzugt ist die Abtriebswelle mit einem Folgerelement durch eine Kupplung verbunden.
Mit dieser Anordnung ist die Kupplung an der Abtriebswelle vorgesehen, und daher können, auch wenn die Kupplung in ihrem ausgerückten Zustand ist, die Antriebsscheibe und die Abtriebsscheibe leicht gedreht werden, so dass der Reibkoeffizient zwischen der Scheibe und dem Endlosriemen ein dynamischer Reibkoeffizient sein kann. Somit lässt sich ein Verstellvorgang erreichen, indem man nur eine kleine axiale Schubkraft auf die Scheibe ausübt, um durch Senken der Last die Kapazität der Ölpumpe zu reduzieren, die Größe des stufenlos verstellbaren Metallkeilriemen-Getriebes zu reduzieren und für eine Verbesserung der Effizienz zu sorgen.
Die obigen und andere Merkmale und Vorteile der Erfindung werden aus der folgenden Beschreibung der bevorzugten Ausführung in Verbindung mit den beigefügten. Zeichnungen ersichtlich, worin:
Fig. 1 ist ein Layout einer vertikalen Schnittansicht eines stufenlosen Getriebes vom Riementyp;
Fig. 2 ist eine vergrößerte Ansicht eines in Fig. 1 gezeigten Abschnitts A;
Fig. 3 ist eine vergrößerte Ansicht eines in Fig. 1 gezeigten Abschnitts B;
fig. 4 ist eine vergrößerte Ansicht eines in Fig. 1 gezeigten Abschnitts C;
Fig. 5 ist eine vergrößerte Ansicht eines in Fig. 1 gezeigten Abschnitts D;
Fig. 6 ist eine Schnittansicht entlang Linie 6-6 in Fig. 3;
Fig. 7 ist eine schematische Ansicht des stufenlosen Getriebes vom Riementyp;
Fig. 8 ist eine Darstellung zur Erläuterung des Ausgleichs von Kräften, die auf einen Endlosriemen wirken;
Fig. 9 ist eine Darstellung zur Erläuterung der Beziehung zwischen der Druckkraft und der Zugkraft des Endlosriemens;
Fig. 10A bis 10C sind Grafiken, die die Beziehung zwischen dem übertragbaren Drehmoment und der Achs-Achs-Kraft darstellen;
Fig. 11 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen der Eingangsdrehzahl pro Minute und dem übertragbaren Drehmoment darstellt;
Fig. 12 und 13 sind Grafiken, die die Beziehung zwischen dem Verhältnis und der Übertragungseffizienz darstellen; und
Fig. 14 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen dem Scheibenneigungswinkel und dem übertragbaren Drehmoment darstellen.
Zuerst wird die Gesamtstruktur eines stufenlos verstellbaren Getriebes vom Riementyp anhand der Fig. 1 bis 7 beschrieben.
Das stufenlos verstellbare Getriebe vom Riementyp ist an seiner linken Seite (wie in Fig. 1 gezeigt) mit einem Motor verbunden, der horizontal an einem Frontabschnitt einer Fahrzeugkarosserie angeordnet ist, und es umfasst ein linkes Gehäuse 1 und ein rechtes Gehäuse 2, die durch eine Trennfläche miteinander gekoppelt sind, die sich in der Längsrichtung der Fahrzeugkarosserie erstreckt. Ein schmaleres Zwischengehäuse 3 und ein rechter Deckel 4 sind übereinander liegend mit einer rechten Seite des rechten Gehäuses 2 gekoppelt. Das stufenlos verstellbare Getriebe vom Riementyp umfasst eine Antriebswelle 6, die koaxial zu einer Kurbelwelle 5 des Motors angeordnet ist, eine Abtriebswelle 7, die unter und hinter der Antriebswelle 6 angeordnet ist, sowie eine Sekundärwelle 8, die unter und hinter der Abtriebswelle 7 angeordnet ist. Eine Folgeranordnung mit einem Differential 9 ist im Wesentlichen unter der Sekundärwelle 8 angeordnet.
Die Antriebswelle 6 ist durch ein in dem Zwischengehäuse 3 angebrachtes Kugellager 10 und ein in dem rechten Gehäuse 2 angebrachtes Kugellager 11 gehalten und ist an ihrem linken Ende mit einem rechten Ende der Kurbelwelle 5 durch ein Schwungrad 12 verbunden. Eine Antriebsscheibe 13 ist an einem Zwischenabschnitt der Antriebswelle 6 angebracht, und ein Vorwärts- und Rückwärtsfahrt-Umschaltmechanismus ist an dem rechten Ende der Antriebswelle 6 angebracht und umfasst einen Planetengetriebe- Untersetzungsmechanismus vom 14, eine Vorwärtskupplung 15 und eine Rückwärtsbremse 16.
Die Abtriebswelle 7 ist durch ein in dem Zwischengehäuse 3 angebrachtes Kugellager 17 und ein in dem rechten Gehäuse 2 angebrachtes Kugellager 18 gehalten und umfasst an ihrem linken Ende eine Anfahrkupplung 19, die aus einer Mehrscheiben-Nasskupplung mit hoher Kühlleistung aufgebaut ist, sowie an ihrem Zwischenabschnitt eine Abtriebsscheibe 20. Die Antriebsscheibe 13 der Antriebswelle 6 und die Abtriebsscheibe 20 der Abtriebswelle 7 sind durch einen Endlosriemen 21 miteinander verbunden, der mit einer großen Anzahl von Metallblöcken 21&sub2; versehen ist, die an zwei Metallringen 21&sub1;, 21&sub1; angebracht sind.
Das Schwungrad 12 umfasst eine scheibenartige erste Masse 25, die an dem rechten Ende der Kurbelwelle 5 gesichert ist, eine scheibenartige zweite Masse 26, die an dem linken Ende der Antriebswelle 6 gesichert ist und der ersten Masse 25 gegenüberliegt, eine Mehrzahl von Federn 27, die zwischen der ersten und der zweiten Masse 25 und 26 angeordnet ist und durch die Relativdrehung der Massen 25 und 26 zusammengedrückt wird, sowie ein Reibkraft-Erzeugungsmittel 28 zum Erzeugen einer Reibkraft durch die Relativdrehung der Massen 25 und 26. Ein Kugellager 29 ist zwischen der ersten und der zweiten Masse 25 und 26 angebracht, um die Massen 25 und 26 relativ drehbar zu halten. Eine Anlasserverzahnung 30 ist um einen Außenumfang der ersten Masse 25 herum vorgesehen und kämmt mit einem nicht gezeigten Ritzel eines Startermotors.
Ein erstes Ölpumpenantriebszahnrad 31 ist am linken Ende der Antriebswelle 6 gesichert und kämmt mit einem zweiten Ölpumpenantriebszahnrad 33, das an einer Eingangswelle einer Ölpumpe 32 gesichert ist, die aus einer Umlauf-Zahnradpumpe besteht. Somit wird die Ölpumpe 32 durch die Drehung der Antriebswelle 6 angetrieben.
Die an der Antriebswelle 6 angebrachte Antriebsscheibe 13 umfasst eine stationäre Scheibenhälfte 37, die mit einer Hohlwelle 36 integriert ist, die relativ drehbar an einer Außenumfangsfläche der Antriebswelle 6 mit einem Paar dazwischen angeordneter Nadellager 34 und 35 gelagert ist, sowie eine bewegliche Scheibenhälfte 38, die an dem Außenumfang der Hohlwelle 36 durch eine Kugellängsverzahnung verschiebbar gelagert und zu der stationären Scheibenhälfte 37 hin und von dieser weg beweglich ist. Eine Ölkammer 31 zum Drücken der beweglichen Scheibenhälfte 38 zu der stationären Scheibenhälfte 37 ist durch drei Komponenten definiert: ein Trennelement 39, das an der Hohlwelle 36 gesichert ist, ein Trennelement 40, das an der beweglichen Scheibenhälfte 38 gesichert ist, sowie die bewegliche Scheibenhälfte 38. Eine Feder 42 ist unter Kompression in der Ölkammer 41 angebracht, um auf den Endlosriemen 21 eine vorbestimmte Anfangslast auszuüben.
Ein Neutralisierer 43 ist zwischen dem Trennelement 39 der Hohlwelle 36 und dem Trennelement 40 der beweglichen Scheibenhälfte 38 definiert und steht der Ölkammer 41 mit dem dazwischen angeordneten Trennelement 39 gegenüber. Ein Auslassende eines Förderrohrs 44 zur Ölförderung von der Ölpumpe 32 öffnet sich direkt in einen Innenumfangsabschnitt des Neutralisierers 43. Durch die Förderung des Öls von der Ölpumpe 32 durch das Förderrohr 44 direkt zu dem Neutralisierer 43 erübrigt sich somit ein Führungselement, das im Stand der Technik zum Führen des Öls erforderlich war, um für eine Minderung der Teilezahl zu sorgen. Es wird verhindert, dass eine unnötige Schubkraft auf die bewegliche Scheibenhälfte 38 ausgeübt wird, indem erlaubt wird, dass die Zentrifugalkraft, die auf das in den Neutralisierer 43 geförderte Öl wirkt, der Zentrifugalkraft, die auf das in der Ölkammer 41 verbleibende Öl wirkt, entgegengesetzt ist.
Der Planetengetriebe-Untersetzungsmechanismus 14 des am rechten Ende der Antriebswelle 6 angebrachten Vorwärts- und Rückwärtsfahrt- Umschaltmechanismus umfasst ein Sonnenrad 45, das mit der Antriebswelle 6 längsverzahnt ist, einen Planetenträger 46, dessen Innenumfang relativ drehbar an der Antriebswelle 6 gelagert ist, ein Ringrad 48, das an einem Außenumfang einer Ringrad-Seitenplatte 47 gebildet ist, deren Innenumfang relativ drehbar an der Antriebswelle 6 gelagert ist, sowie innere Planetenräder 49 und äußere Planetenräder 50, die an dem Planetenträger 46 gelagert sind. Die inneren Planetenräder 49 und die äußeren Planetenräder 50 stehen miteinander in Eingriff. Die inneren Planetenräder 49 stehen mit dem Sonnenrad 45 in Eingriff, und die äußeren Planetenräder 50 stehen mit dem Ringrad 48 in Eingriff.
Der Innenumfang des Planetenträgers 46 und der Innenumfang der Ringrad- Seitenplatte 47 sind durch drei Schublager 52, 53 und 54 zwischen einer rechten Seite des Sonnenrads 45, das mit der Antriebswelle 6 längsverzahnt ist, und einer Druckscheibe 51, die am rechten Ende der Antriebswelle 6 gesichert ist, gehalten. Insbesondere ist die linke Seite des Innenumfangs des Planetenträgers 46 auf der rechten Seite des Sonnenrads 45 mit dem dazwischen angeordneten Schublager 52 angeordnet; die linke Seite des Innenumfangs der Ringrad-Seitenplatte 47 ist auf der rechten Seite des Innenumfangs des Planetenträgers 46 mit dem dazwischen angeordneten Schublager 53 angeordnet; und die linke Seite der Druckscheibe 51 ist auf der rechten Seite des Innenumfangs der Ringrad- Seitenplatte 47 mit dem dazwischen angeordneten Schublager 54 angeordnet.
Die Vorwärtskupplung 15 des Vorwärts- und Rückwärtsfahrt- Umschaltmechanismus umfasst ein Kupplungsaußenelement 55, das am rechten Ende der Hohlwelle 36 gesichert ist und mit dem Außenumfang des Planetenträgers 46 gekuppelt ist, ein Kupplungsinnenelement 56, das mit dem Sonnenrad 45 gekuppelt ist, sowie eine Mehrzahl von Reibpatten 57, die zwischen dem Kupplungsaußenelement 55 und dem Kupplungsinnenelement 56 angeordnet sind. Ein Kupplungskolben 58 ist in dem Kupplungsaußenelement 55 angeordnet, um die Reibplatten 57 unter Druck zu setzen, und eine Feder 59 drückt den Kupplungskolben 58 zurück. Wenn das Öl einer Ölkammer 60 zugeführt wird, die zwischen dem Kupplungsaußenelement 55 und dem Kupplungskolben 58 definiert ist, um den Kupplungskolben 58 anzutreiben, werden die Reibplatten 57 in engen Kontakt miteinander gebracht, wodurch das Kupplungsaußenelement 55 mit dem Kupplungsinnenelement 56 integriert wird und die Hohlwelle 36 mit der Antriebswelle 6 gekuppelt wird, so dass sich die Antriebsscheibe 13 gemeinsam mit der Antriebswelle 6 dreht.
Die Rückwärtsbremse 16 des Vorwärts- und Rückwärtsfahrt- Umschaltmechanismus umfasst eine Mehrzahl von Reibplatten 61, die zwischen dem Außenumfang des Ringrads 48 und dem Innenumfang des Zwischengehäuses 3 angeordnet sind. Ein Bremskolben 62 ist verschiebbar an dem Zwischengehäuse 3 gelagert, um die Reibplatten 61 unter Druck zu setzen. Die Federn 63 drücken den Bremskolben 62 zurück. Wenn das Öl einer Ölkammer 64 zugeführt wird, die zwischen dem Bremskolben 62 und dem Zwischengehäuse 3 definiert ist, um den Bremskolben 62 anzutreiben, werden die Reibplaten 61 in engen Kontakt miteinander gebracht, wodurch das Ringrad 48 mit dem Zwischengehäuse 3 gekoppelt wird. Dies hat zur Folge, dass die Drehung der Antriebswelle 6 durch das Sonnenrad 45, die inneren Planetenräder 49, die äußeren Planetenräder 50 und den Planetenträger 46 auf das Kupplungsaußenelement 55 übertragen wird. Somit wird die Drehung der Antriebswelle 6 umgekehrt und auf die Antriebsscheibe 13 übertragen.
Das Kugellager 10, das die Antriebswelle 6 und die Hohlwelle 36 hält, ist zwischen dem Zwischengehäuse 3 und einem Lagerhalter 66 eingeklemmt, der durch einen das Zwischengehäuse 3 durchsetzenden Bolzen 65 befestigt ist. Der Kopf des Bolzens 65 ist in der Ölkammer 64 in der Rückwärtsbremse 16 angeordnet, wodurch der Außendurchmesser des Bremskolbens 62 reduziert werden kann, um für eine Kompaktheit der Rückwärtsbremse 16 zu sorgen, im Vergleich zu dem Fall, wo die Ölkammer 64 radial außerhalb des Bolzens 65 angeordnet ist.
Die folgenden Ölpassagen sind durch zwei Ölförderrohre definiert, die koaxial in das rechte Ende der Antriebswelle 6 eingesetzt sind: eine Ölpassage 67 zum Fördern von Öl in die Ölkammer 41 in der Antriebsscheibe 13; eine Ölpassage 68 zum Fördern von Öl in die Ölkammer 60 in der Vorwärtskupplung 15; sowie eine Ölpassage 69 zum Schmieren der Vorwärtskupplung 15. Das Öl, das aus der Ölpassage 67 in den Raum zwischen der Antriebswelle 6 und der Hohlwelle 36 fließt, wird nach links und rechts verzweigt, so dass es entlang dem Außenumfang der Antriebswelle 6 fließt, um das Paar der Nadellager 34 und 35 zu schmieren.
Ein Paar von Dichtungsringen 70 und 71 ist an der linken Seite des linken Nadellagers 35 vorgesehen, und eine Zwischenposition zwischen beiden Dichtringen 70 und 71 steht mit einer Ölpassage 72 in Verbindung, die in dem linken Ende der Antriebswelle 6 definiert ist. Daher läuft ein Teil des Öls, das das Linke Nadellager 35 geschmiert hat, durch den rechten Dichtring 70 und wird durch den linken Dichtring 71 blockiert, und fließt dann in die Ölpassage 72, um den Längsverzahnungs-Kupplungsabschnitt des ersten Ölpumpenantriebszahnrads 31 zu schmieren.
Die stationäre Scheibenhälfte 75 der Abtriebsscheibe 20 ist integral an der Abtriebswelle 7 ausgebildet, und die bewegliche Scheibenhälfte 76 ist verschiebbar an dem Außenumfang der Abtriebswelle 7 durch eine Kugellängsverzahnung gelagert. Eine Ölkammer 79 zum Drücken der beweglichen Scheibenhälfte 76 zu der stationären Scheibenhälfte 75 hin ist durch die folgenden drei Komponenten definiert: ein Trennelement 77, das an der Abtriebswelle 7 gesichert ist; ein Trennelement 78, das an der beweglichen Scheibenhälfte 76 gesichert ist; und die bewegliche Scheibenhälfte 76. Eine Feder 80 ist unter Kompression in der Ölkammer 79 angebracht, um auf den Endlosriemen 21 eine vorbestimmte Anfangslast auszuüben. Ein Neutralisierer 81 ist zwischen dem Trennelement 77 der Abtriebswelle 7 und dem Trennelement 78 der beweglichen Scheibenhälfte 76 definiert und steht der Ölkammer 79 mit dem dazwischen angeordneten Trennelement 77 gegenüber.
Die an dem linken Ende der Abtriebswelle 7 angebrachte Anfahrkupplung 19 umfasst ein Kupplungsaußenelement 82, das an der Abtriebswelle 7 gesichert ist, ein Kupplungsinnenelement 84, das an dem Außenumfang der Abtriebswelle 7 mit einem Paar dazwischen angeordneter Nadellager 83, 83 relativ drehbar gelagert ist. Eine Mehrzahl von Reibplatten 85 ist zwischen dem Kupplungsaußenelement 82 und dem Kupplungsinnenelement 84 angeordnet. Ein Kupplungskolben 86 ist in dem Kupplungsaußenelement 82 angeordnet, um die Reibplatten 85 unter Druck zu setzen, und eine Feder 87 drückt den Kupplungskolben 86 zurück. Wenn Öl in eine Ölkammer 88 gefördert wird, die zwischen dem Kupplungsaußenelement 82 und dem Kupplungskolben 86 definiert ist, um den Kupplungskolben 86 anzutreiben, werden die Reibplatten 85 in engen Kontakt miteinander gebracht, um das Kupplungsaußenelement 82 mit dem Kupplungsinnenelement 84 zu kuppeln, so dass sich das Kupplungsinnenelement 84 gemeinsam mit der Abtriebswelle 7 dreht.
Ein Parkzahnrad 89 und ein Ausgangszahnrad 90 sind integral an dem Kupplungsinnenelement 84 ausgebildet. Ein erstes Zwischenzahnrad 91 und ein zweites Zwischenzahnrad 92 sind integral an der Sekundärwelle 8 ausgebildet. Das erste Zwischenzahnrad 91 steht mit dem Ausgangszahnrad 90 in Eingriff, und das zweite Zwischenzahnrad 92 steht mit einem Endzahnrad 93 des Differentials 9 in Eingriff.
Ein stufenlos verstellbares Getriebe vom Riementyp mit der oben beschriebenen Struktur ist in der Lage, die Drehung der Kurbelwelle 5 des Motors zu übertragen durch den Weg das Schwungrad 12 → die Vorwärtskupplung 15 → die Hohlwelle 36 → Antriebsscheibe 13 → der Endlosriemen 21 → die Abtriebsscheibe 20 → die Abtriebswelle 7 → die Anfahrkupplung 19 → das Ausgangszahnrad 90 → das erste Zwischenzahnrad 91 → das zweite Zwischenzahnrad 92 → das Endzahnrad 93 → das Differential 9, um linke und rechte Achsen in normaler Drehung anzutreiben, um hierdurch das Fahrzeug vorwärts anzutreiben, indem die Vorwärtskupplung 15 des Vorwärts- und Rückwärtsfahrt- Umschaltmechanismus in einen eingerückten Zustand gebracht wird, um die die Antriebsscheibe 13 tragende Hohlwelle 36 direkt mit der Antriebswelle 6 zu kuppeln, und indem die Anfahrkupplung 19 in einen eingerückten Zustand gebracht wird, um die Ausgangswelle 90 mit der Abtriebswelle 7 zu kuppeln.
Wenn anstatt der Vorwärtskupplung 15 die Rückwärtsbremse 16 in einen Eingriffszustand gebracht wird, wird die Drehung der Antriebswelle 6 wie oben beschrieben verzögert und in Form von Rückwärtsdrehung übertragen, wodurch die linken und rechten Achsen rückwärtsdrehend angetrieben werden, um das Fahrzeug rückwärts anzutreiben.
Wenn das Fahrzeug in der obigen Weise vorwärts oder rückwärts angetrieben wird, kann die Nutbreite von einer der Antriebsscheibe 13 und der Abtriebsscheibe 20 vergrößert werden und kann die Nutbreite der anderen verkleinert werden, um das Stellverhältnis der von der Antriebswelle 6 auf die Abtriebswelle 7 übertragenen Antriebskraft stufenlos zu verändern, indem eine Differenz zwischen dem Hydraulikdruck, der auf die Ölkammer 41 in der Antriebsscheibe 13 ausgeübt wird, und dem Hydraulikdruck, der auf die Ölkammer 79 in der Abtriebsscheibe 20 ausgeübt wird, erzeugt wird.
In einem stufenlos verstellbaren Getriebe vom Riementyp mit der oben beschriebenen Anordnung ist in der bevorzugten Ausführung der Neigungswinkel von V-Nuten in der Antriebsscheibe 13 und der Abtriebsscheibe 20 (der Winkel, der durch die Rotationsebene der Scheibe und die Scheiben/Riemenkontaktflächen gebildet ist und der nachfolgend als Scheibenneigungswinkel α bezeichnet wird) auf 8º gesetzt. Der Grund hierfür wird nachfolgend beschrieben.
Fig. 8 ist eine Darstellung zur Erläuterung des Ausgleichs einer auf den Endlosriemen 21 ausgeübten Kraft.
α: Scheibenneigungswinkel
u: Reibkoeffizient zwischen Scheibe und Endlosriemen
N: Vertikaler Schleppwiderstand, den der Endlosriemen von der Scheibe aufnimmt
F: Druckkraft, die ermöglicht, dass der Endlosriemen durch seine Zugkraft gegen die Mitte der Scheibe gedrückt wird
Q: Durch Hydraulikdruck erzeugte axiale Schubkraft der Scheibe, worin N, F und Y jeweils ein Wert pro Einheitswinkel der Scheibe ist.
Zwischen der Scheibe und dem Endlosriemen wirkt eine Reibkraft uN in Abhängigkeit von dem vertikalen Schleppwiderstand N und dem Reibkoeffizienten u. Die Reibkraft ist wie gezeigt radial einwärts gerichtet, wenn sich der Endlosriemen radial auswärts der Scheibe bewegen soll, und die Reibkraft ist radial auswärts gerichtet, wenn sich der Endlosriemen radial einwärts der Scheibe bewegen soll.
Eine durch den Endlosriemen von der Scheibe aufgenommene Axiallast wird durch N cos α + uN sin α ausgedrückt und steht im Ausgleich mit einer durch den Hydraulikdruck erzeugten axialen Schubkraft Q der Scheibe.
Q = N cos α + uN sin α (1)
Eine durch den Endlosriemen von der Scheibe aufgenommene radiale Last wird durch N sin α + uN cos α ausgedrückt und steht im Ausgleich mit einer Hälfte F/2 der Druckkraft F, die durch die Zugkraft des Endlosriemens erzeugt wird (die Gesamtsumme der radialen Lasten, die von den linken und rechten gegenüberliegenden Endflächen des Endlosriemens von der Scheibe aufgenommen wird, steht im Ausgleich mit der Druckkraft F).
F/2 = N sin α + uN cos α (2)
Hier ist eine notwendige Bedingung für die radiale Auswärtsbewegung des Endlosriemens bei der Erzeugung der axialen Schubkraft Q, dass, wenn Q ein positiver Wert ist, F ein positiver Wert ist. In anderen Worten, es ist erforderlich, dass der Reibkoeffizient u und der Scheibenneigungswinkel α der folgenden Beziehung genügen:
Wenn die Gleichung (1) nach N aufgelöst wird und in die Gleichung (2) eingesetzt wird, erhält man die folgende Gleichung (3):
F/2 = Q (sin α - u cos α)/(cos α + u sin α) (3)
worin Q ein positiver Wert ist und 0º < α < 90º ist, und daher nimmt auch cos α + u sin α einen positiven Wert ein. Um sicherzustellen, dass F ein positiver Wert ist, braucht eventuell nur der folgende Ausdruck erfüllt sein:
sin α - u cos α > 0 (4)
Somit erhält man aus Gleichung (4)
tan α > u (5).
Der Ausdruck (5) bedeutet, dass die Bedingung tan α > u erfüllt sein muss, um den Endlosriemen durch Vorspannen der beweglichen Scheibenhälfte relativ zur stationären Scheibenhälfte durch den Hydraulikdruck radial auswärts zu bewegen. Wenn nämlich der Scheibenneigungswinkel α größer ist, muss eine Kraft, um durch die vom Hydraulikdruck erzeugte axiale Schubkraft den Endlosriemen in eine keilartige Form radial auswärts der Scheibe zu drücken, die Reibkraft zwischen dem Endlosriemen und der Scheibe überwinden, damit der Endlosriemen radial auswärts bewegt werden kann. Wenn jedoch der Scheibenneigungswinkel α kleiner ist, ist auch eine Kraft, um durch die vom Hydraulikdruck erzeugte axiale Schubkraft den Endlosriemen in eine keilartige Form radial auswärts zu drücken, ebenfalls kleiner und kann daher die Reibkraft zwischen dem Endlosriemen der Scheibe nicht überwinden, um den Endlosriemen radial auswärts zu bewegen.
Der Reibkoeffizient u zwischen der Scheibe und dem Endlosriemen umfasst einen statischen Reibkoeffizienten us und einen dynamischen Reibkoeffizienten ua. Der statische Reibkoeffizient us hat einen größeren Wert als der dynamische Reibkoeffizient ua(us > ua). Um daher während des Stopps der Scheibe den Endlosriemen durch den Hydraulikdruck radial auswärts zu bewegen, muss der folgende Ausdruck (6) erfüllt sein:
tan α > /us (6),
und zu diesem Zweck ist es erforderlich, den Scheibenneigungswinkel α zu vergrößern. Um während der Drehung der Scheibe den Endlosriemen durch den Hydraulikdruck radial auswärts zu bewegen, muss der folgende Ausdruck (7) erfüllt sein:
tan α > ua (7),
und der Scheibenneigungswinkel α für diesen Zweck kann klein sein.
Wenn das Fahrzeug zum Stoppen der Antriebsräder in einem Zustand plötzlich gebremst wird, in dem das Verhältnis des stufenlos verstellbaren Getriebes vom Riementyp nicht niedrig ist, ist es erforderlich, das Verhältnis auf einen niedrigen Wert zurückzubringen, um für das nächste Anfahren vorzusorgen. Wenn in diesem Fall das stufenlos verstellbare Getriebe vom Riementyp die Anfahrkupplung 19 nicht an der Abtriebswelle 7 aufweist, sondern die Anfahrkupplung 19 an der Antriebswelle 6 aufweist, drehen sich während des Fahrzeugstopps mit der Anfahrkupplung 19 im ausgerückten Zustand die Antriebsscheibe 13 und die Abtriebsscheibe 20 des stufenlos verstellbaren Getriebes vom Riementyp nicht. Solange nicht der Scheibenneigungswinkel α auf einen großen Wert gesetzt ist, um der Beziehung tan α > us zu genügen, ist aus diesem Grund ein extrem hoher Hydraulikdruck erforderlich, um den Endlosriemen 21 radial auswärts der Abtriebsscheibe 20 zu bewegen, um das Verhältnis auf den niedrigen Wert zurückzubringen.
Jedoch ist in der vorliegenden Ausführung die Anfahrkupplung 19 an der Abtriebswelle 7 vorgesehen, und daher drehen sich die Antriebsscheibe 13 und die Abtriebsscheibe 20 des stufenlos verstellbaren Getriebes vom Riementyp auch während des Stopps des Fahrzeugs mit der Anfahrkupplung 19 im ausgerückten Zustand. Auch wenn somit der Scheibenneigungswinkel α auf einen kleinen Wert gesetzt wird, um der Beziehung tan α > ua zu genügen, kann der Endlosriemen 21 durch einen kleinen Hydraulikdruck radial auswärts an der Abtriebsscheibe 20 bewegt werden, um das Verhältnis auf den niedrigen Wert zurückzubringen.
Um ferner das Verhältnis auf den niedrigen Wert in einem Zustand zurückzubringen, in dem die Antriebsscheibe 13 und die Abtriebsscheibe 20 gestoppt worden sind, muss ein Hydraulikdruck, der etwa 4-mal größer als der auf die Ölkammer 41 der Antriebsscheibe 13 ausgeübte Hydraulikdruck ist, auf die Ölkammer 79 der Abtriebsscheibe 20 ausgeübt werden, wobei es aber, um das Verhältnis auf den niedrigen Wert in einem Zustand zurückzubringen, in dem sich die Antriebsscheibe 13 und die Abtriebsscheibe 20 drehen, ein Hydraulikdruck ausreicht, der etwa 2-mal größer als der auf die Ölkammer 41 ausgeübte Hydraulikdruck ist.
Durch das Vorsehen der Anfahrkupplung 19 an der Abtriebswelle 7 kann das Verstellen in dem Zustand leicht durchgeführt werden, indem sich die Antriebsscheibe 13 und die Abtriebsscheibe 20 drehen. Daher ist es nicht erforderlich, dass der Scheibenneigungswinkel α, wie im Stand der Technik, der Beziehung tan α > us genügt, und es ist möglich, einen Scheibenneigungswinkel α zu verwenden, der im Stand der Technik nicht verwendet werden kann, nämlich einen Neigungswinkel α, der der folgenden Beziehung genügt:
ua < tan α < us (8),
in anderen Worten, wenn die Anfahrkupplung 19 an der Abtriebswelle 7 vorgesehen ist, kann das Verstellen durchgeführt werden, auch wenn der Scheibenneigungswinkel α auf einen Wert gesetzt ist, der kleiner als ein herkömmlicher Wert ist.
Wenn auf der Basis experimenteller Werte der statische Reibkoeffizient us auf 0,17 gelegt wird und der dynamische Reibkoeffizient ua auf 0,08 gesetzt wird, liegt ein Scheibenneigungswinkel α, der dem Ausdruck (8) genügt, im folgenden Bereich:
4,57º < α < 9,65º (9).
In dem herkömmlichen stufenlos verstellbaren Getriebe vom Riementyp mit der Anfahrkupplung 19 an der Antriebswelle 6 ist der Scheibenneigungswinkel α aus dem oben beschriebenen Grund auf 11º gesetzt, wohingegen in dem stufenlos verstellbaren Getriebe vom Riementyp nach der vorliegenden Ausführung der Scheibenneigungswinkel α auf 8º gesetzt ist, der in dem Bereich Liegt, der durch den Ausdruck (9) beschrieben wird.
Wenn der Scheibenneigungswinkel α wie oben beschrieben auf den kleinen Wert gesetzt ist, kann das übertragbare Drehmoment des stufenlos verstellbaren Getriebes vom Riementyp erhöht werden, während ein Schlupf zwischen der Scheibe und dem Endlosriemen verhindert wird. Wenn nämlich der Scheibenneigungswinkel α auf den kleinen Wert gesetzt wird, ist die Druckkraft F des Endlosriemens (die Zugkraft T des Endlosriemens) relativ zur gleichen axialen Schubkraft wesentlich geringer, während der von der Scheibe aufgenommene vertikale Schleppwiderstand N nur wenig geändert wird. Daher kann der von der Scheibe aufgenommene vertikale Schleppwiderstand N erhöht werden, während die Druckkraft F (die Zugkraft T) des Endlosriemens in einem Bereich verbleibt, der sicherstellt, dass der Endlosriemen nicht schlupft, um hierdurch für eine Zunahme des übertragbaren Drehmoments zu sorgen. Der Grund wird nachfolgend im Detail weiter beschrieben.
Wenn in Gleichung (3) F/Q berechnet wird, wenn der Reibkoeffizient ur (eine Komponente des dynamischen Reibkoeffizienten ua in der radialen Richtung der Scheibe) auf 0,07 gesetzt wird, falls der Scheibenneigungswinkel α gleich 11º ist und falls der Scheibenneigungswinkel α gleich 8º ist, ist F/Q gleich 0,25, falls α = 11º, und gleich 0,14, falls α = 8º. Hier wird der Einfluss der Zentrifugalkraft vernachlässigt.
Wenn somit die durch den Hydraulikdruck erzeugte axiale Schubkraft Q der Scheibe als 1000 kgf definiert wird, ist eine Druckkraft F, die den Druck des Endlosriemens gegen die Scheibe durch seine Zugkraft gestattet (die nachfolgend als Riemendruckkraft F bezeichnet wird) gleich 250 kgf, falls α = 11º, und 140 kgf, falls α = 8º.
Wenn der Ausgleich der radialen Kraft, der auf eine sehr kleine Fläche (eine Fläche mit dem Mittelwinkel dß) des Endlosriemens, der mit einer Zugkraft T um die Scheibe herumgelegt ist, wie in Fig. 9 gezeigt, berücksichtigt wird, wird die folgende Gleichung aufgestellt:
T(β) sin (dβ/2) + {T(β) + dT} sin (dß/2) = F(β)dβ (10).
dß ist ein sehr kleiner Winkel, so dass im Falle von sin (dß/2) = dß/2, die Gleichung (10) geändert wird in:
T(β) = F(β) (11).
Die obige Gleichung gibt nämlich an, dass die Riemendruckkraft F gleich der Zugkraft T des Endlosriemens ist. Dies zeigt, dass bei gleicher Zugkraft T des Endlosriemens (die Riemendruckkraft F) die axiale Schubkraft Q der Scheibe einen größeren Wert einnehmen kann, wenn der Scheibenneigungswinkel α kleiner ist, und daher das übertragbare Drehmoment Tin einen größeren Wert einnehmen kann.
Dies ergibt sich auch aus den in den Fig. 10A-10C gezeigten Grafiken, in denen das übertragbare Drehmoment Tin des stufenlos verstellbaren Getriebes vom Riementyp auf die Abszissenachse gelegt ist und die Riemendruckkraft F, die eine positive Korrelation zur Zugkraft T des Endlosriemens hat, auf die Ordinatenachse gelegt ist. Ersichtlich ist, dass in jedem der Fälle, in dem das Verhältnis i (Drehzahl der Antriebswelle/Drehzahl der Abtriebswelle) 0,61, 1,00 und 1,64 beträgt, das übertragbare Drehmoment Tin in Bezug auf die gleiche Achs-Achs-Kraft (die Zugkraft T) zunimmt wenn der Scheibenneigungswinkel kleiner ist.
Eine Grafik in Fig. 11 zeigt die Änderung im übertragbaren Drehmoment Tin in Bezug auf die Eingangsdrehzahl (die Drehzahl der Antriebswelle) Nin für verschiedene Scheibenneigungswinkel α, und aus der Grafik in Fig. 11 ist ersichtlich, dass dann, wenn der Scheibenneigungswinkel α in allen Drehzahlbereichen abnimmt, das übertragbare Drehmoment Tin zunimmt.
Die Fig. 12 und 13 zeigen die Änderung der Übertragungseffizienz η in Bezug auf das Verhältnis i für verschiedene Scheibenneigungswinkel α, wobei Fig. 12 dem Fall entspricht, in dem die Eingangsdrehzahl Nin 2000 Upm beträgt und das übertragbare Drehmoment Tin 5 kgfm beträgt, und Fig. 13 dem Fall entspricht, in dem die Eingangsdrehzahl Nin 4000 Upm beträgt und das übertragbare Drehmoment Tin 10 kgfm beträgt. Wie aus diesen Grafiken ersichtlich, ist die Übertragungseffizienz η, wenn der Scheibenneigungswinkel α abnimmt, reduziert, wobei aber in einem Bereich von 4,57º < α < 9,65º, wie in Fig. 9 gezeigt, die Reduktion der Übertragungseffizienz η gering ist, was für den praktischen Verbrauch kein Hindernis bietet.
Aus dem Vorstehenden ist es erwünscht, dass der Scheibenneigungswinkel α, der eine effektive Zunahme des übertragbaren Drehmoments Tin gestattet, während die Minderung der Übertragungseffizienz η auf das Minimum gedrückt wird, in einem Bereich von 5º < α < 9º gesetzt ist, wobeiHerstellungsfehler berücksichtigt sind, und in der vorliegenden Ausführung ist dieser Scheibenneigungswinkel α auf 8º gesetzt ist.
Durch die Tatsache, dass die Anfahrkupplung 19 an der Abtriebswelle 7 vorgesehen ist, wie oben beschrieben, kann der Scheibenneigungswinkel α auf einen kleinen Wert gesetzt werden, der in einen Bereich von ua < tan α < us fällt. Somit kann die Festigkeit und die Querschnittsfläche des Materials für die Metallringe 21&sub1;, 21&sub1; des Endlosriemens 21 vergrößert werden, und kann die Zunahme des Achs-Achs-Abstands zwischen der Antriebswelle 6 und der Abtriebswelle 7 hingenommen werden, um die Durchmesser der Antriebsscheibe 13 und der Abtriebsscheibe 20 zu vergrößern. Somit können die axiale Schubkraft Q der Antriebsscheibe 13 und der Abtriebsscheibe 20 erhöht werden, während eine Zunahme der Zugkraft T des Endlosriemens 21 vermieden wird, ohne die Biegespannung der Metallringe 21&sub1;, 21&sub1; zu reduzieren, um hierdurch das übertragbare Drehmoment Tin zu erhöhen, ohne dass der Endlosriemen 21 schlupft.
Zusätzlich, wird der Hub der Scheibe in Bezug auf das gleiche Veränderungsverhältnis reduziert, indem der Scheibenneigungswinkel α verkleinert wird, und daher kann die axiale Abmessung des stufenlos verstellbaren Getriebes vom Riementyp gemeinsam mit der Tatsache reduziert werden, dass die axiale Dicke der Scheibe selbst abnimmt. Wenn ferner das übertragbare Drehmoment Tin konstant ist, können die Ölmengen, die in Bezug auf den gleichen Verstellbetrag angesaugt und abgegeben werden, gesenkt werden, und daher kann das Ansprechverhalten auf die Verhältnisänderung verbessert werden, und ferner kann die Kapazität der Ölpumpe 32 gesenkt werden, um die Größe des stufenlos verstellbaren Getriebes vom Riementyp zu reduzieren, um hierdurch für eine Verbesserung der Effizienz durch reduzierte Belastung der Ölpumpe zu sorgen.
Fig. 14 zeigt die Änderung im übertragbaren Drehmoment Tin, wenn der Scheibenneigungswinkel α geändert wird. Aus Fig. 14 ist ersichtlich, dass dann, wenn α = 11º, Tin = 14,3, wohingegen wenn. α = 9º, das übertragbare Drehmoment Tin auf 15,8 zunimmt, und wenn α = 5º, das übertragbare Drehmoment Tin auf 19,6 zunimmt.
In der bevorzugten Ausführung wurde ein stufenloses Getriebe vom Riementyp für ein Fahrzeug erläutert, wobei die vorliegende Erfindung aber auch bei einem stufenlos verstellbaren Getriebe vom Riementyp für eine andere Anwendung anwendbar ist, wie etwa eine Werkzeugmaschine und dergleichen. Zusätzlich ist in der Ausführung die Anfahrkupplung 19 an der Abtriebswelle 7 vorgesehen worden, wobei aber auch eine Schaltkupplung an der Abtriebswelle 7 vorgesehen sein kann, und die Anfahrkupplung 19 an der Antriebswelle 6 vorgesehen sein kann. Die vorliegende Erfindung ist auch bei einem stufenlos verstellbaren Getriebe vom Riementyp mit einem Drehmomentwandler anwendbar.

Claims

1. Stufenlos verstellbares Getriebe vom Metallkeilriemen-Typ, umfassend:

(a) eine Antriebswelle (6);

(b) eine an der Antriebswelle angebrachte Antriebsscheibe (13), wobei die Antriebsscheibe eine V-Nut enthält;

(c) eine Abtriebswelle (7);

(d) eine an der Abtriebswelle angebrachte Abtriebsscheibe (20), wobei die Abtriebsscheibe eine V-Nut enthält; und

(e) einen Endlosriemen (21), der Metallringe (21&sub1;) und eine Anzahl von Metallblöcken (21&sub2;) an den Metallringen aufweist und um die Antriebsscheibe und die Abtriebsscheibe herumgelegt ist und in der V-Nut angeordnet ist,

dadurch gekennzeichnet, dass der Neigungswinkel α der V-Nut in der Antriebsscheibe und der Abtriebsscheibe in dem Bereich von tan&supmin;¹ ua < α < tan&supmin;¹ us liegt, wobei us der statische Reibkoeffizient zwischen der Antriebs- und der Abtriebsscheibe und dem Endlosriemen ist, und ua der dynamische Reibkoeffizient zwischen der Antriebs- und der Abtriebsscheibe und dem Endlosriemen ist.

2. Getriebe nach Anspruch 1, worin 4,57º < α < 9,65º.

3. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, umfassend:

(a) eine Kupplung (19); und

(b) ein Folgerelement (9), das über die Kupplung mit der Abtriebswelle verbunden ist.

4. Getriebe nach Anspruch 3, worin die Kupplung (19) eine Anfahrkupplung ist.