Hintergrund der Erfindung
1. Gebiet der Erfindung
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Die vorliegende Erfindung betrifft ein stufenlos verstellbares
Metallkeilriemen-Getriebe, das einen Endlosriemen aufweist, der eine große
Zahl von an einem Metallring angebrachten Metallelementen aufweist und
der um ein Riemenscheibenpaar herumgelegt ist.
2. Beschreibung der relevanten Technik
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Ein stufenlos verstellbares Metallkeilriemen-Getriebe ist bereits in der
japanischen Patentanmeldungs-/Offenlegungsschrift Nr. 9 264390 (und EP-
A-798492, veröffentlicht am 01.10.1997) vom vorliegenden Anmelder
vorgeschlagen worden, worin der Neigungswinkel α der Keilnut in der
Riemenscheibe in einem Bereich von tan&supmin;¹ ua < α < tan&supmin;¹ us gesetzt ist,
worin us einen statischen Reibkoeffizienten zwischen der Riemenscheibe
und einem Metallelement bezeichnet und ua einen dynamischen
Reibkoeffizienten zwischen der Riemenscheibe und dem Metallelement
bezeichnet, wodurch die Zugkraft des Endlosriemens gesenkt wird, in dem
der Neigungswinkel α der Keilnut klein gemacht wird und das übertragbare
Drehmoment erhöht wird, während der Schlupf des Endlosriemens
vermieden wird.
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Wenn das stufenlos verstellbare Metallkeilriemen-Getriebe einen
Schaltvorgang durchführt, falls eine bewegliche Riemenscheibenhälfte von
einer stationären Riemenscheibenhälfte wegbewegt wird, werden die
Metallelemente radial einwärts bewegt, um einen effektiven Radius der
Riemenscheibe zu verkleinern. Wenn die bewegliche Riemenscheibehälfte
zu der stationären Riemenscheibenhälfte hinbewegt wird, werden die
Metallelemente radial auswärts bewegt, um den effektiven Radius der
Riemenscheibe zu vergrößern. Wenn in diesem Fall der Weg der radialen
Bewegung der Metallelemente größer ist, kann auch das Stellverhältnis in
einen größeren Bereich gelegt werden. Aus diesem Grund ist es erwünscht,
daß die Länge der Seite des Elements, das eine Keilfläche der
Riemenscheibe kontaktiert, verkleinert wird, um einen großen
Bewegungsweg der Metallelemente sicherzustellen. Wenn jedoch die
Elementenseitenlänge verkleinert ist, besteht eine Möglichkeit, daß eine
Hertz'sche Flächenpressung, die zwischen der Riemenscheibe und dem
Metallelement wirkt, größer werden könnte, um die Haltbarkeit zu
beeinflussen.
Zusammenfassung der Erfindung
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Die vorliegende Erfindung erfolgte im Hinblick auf die obigen Umstände,
und es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, sicherzustellen, daß
die Elementenseitenlänge des Metallelements auf einen geeigneten Wert
gesetzt ist, um im Stellverhältnisbereich auf das Maximum zu vergrößern.
Zur Lösung der obigen Aufgabe wird ein stufenlos verstellbares
Metallkeilriemen-Getriebe angegeben, das einen Endlosriemen aufweist, der
eine große Anzahl von an einem Metallring angebrachten Metallelementen
aufweist und der um ein Riemenscheibenpaar herumgelegt ist, wobei ein
Neigungswinkel α einer Keilnut in der Riemenscheibe in einen Bereich
gesetzt ist von:
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tan&supmin;¹ ua < α < tan&supmin;¹ us,
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wobei us einen statischen Reibkoeffizienten zwischen der Riemenscheibe
und dem Metallelement bezeichnet und ua einen dynamischen
Reibkoeffizienten zwischen der Riemenscheibe und dem Metallelement
bezeichnet, worin die Länge L in einer Seite des Metallelements gemäß
dem Neigungswinkel α der Keilnut in der Riemenscheibe und einer
Hertz'schen Flächenpressung σH zwischen dem Metallelement und der
Riemenscheibe bestimmt ist.
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Mit der obigen Anordnung kann die Elementenseitenlänge L auf einen
Minimalwert gesetzt werden, um den Stellverhältnisbereich zu vergrößern,
auf der Basis der Hertz'schen Flächenpressung σH, die vom Gesichtspunkt
der Haltbarkeit der Riemenscheibe und des Metallelements bestimmt ist, und
des Neigungswinkels α der Keilnut, der vom Gesichtspunkt der Tatsache
bestimmt ist, daß der Schlupf des Endlosriemens verhindert wird, während
das Verstellen zur Erhöhung des übertragbaren Drehmoments ermöglicht
wird.
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Die Hertz'sche Flächenpressung σH ist bevorzugt auf einen Wert gesetzt, der
sicherstellt, daß die Zugkraft des Metallrings gleich oder kleiner als ein
vorbestimmter Wert ist und die Länge L der Seite des Elements
entsprechend dem Neigungswinkel α der Keilnut bestimmt ist.
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Mit der obigen Anordnung kann die Elementenseitenlänge L auf einen
Minimalwert gesetzt werden, während verhindert wird, daß eine übermäßige
Zugkraft auf den Metallring wirkt.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
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Fig. 1 ist eine Karte einer Längsschnittansicht eines stufenlos verstellbaren
Riemengetriebes.
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Fig. 2 ist eine vergrößerte Ansicht eines in Fig. 1 gezeigten
Abschnitts A.
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Fig. 3 ist eine vergrößerte Ansicht eines in Fig. 1 gezeigten
Abschnitts B.
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Fig. 4 ist eine vergrößerte Ansicht eines in Fig. 1 gezeigten
Abschnitts C.
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Fig. 5 ist eine vergrößerte Ansicht eines in Fig. 1 gezeigten
Abschnitts D.
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Fig. 6 ist eine Schnittansicht entlang Linie 6-6 der Fig. 3.
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Fig. 7 ist ein Prinzipdiagramm des stufenlos verstellbaren
Riemengetriebes.
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Fig. 8 ist eine Darstellung zur Erläuterung des Ausgleichs von Kräften, die
auf einen Endlosriemen einwirken.
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Fig. 9 ist eine Darstellung zur Erläuterung der Beziehung zwischen der
Druckkraft und der Zugkraft des Endlosriemens.
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Fig. 10A bis 10C sind Grafiken, die die Beziehung zwischen dem
übertragbaren Drehmoment und der Achs-Achs-Kraft darstellen.
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Fig. 11 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen der Eingangsdrehzahl
und dem übertragbaren Drehmoment darstellt.
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Fig. 12 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen dem Stellverhältnis und
der Übertragungseffizienz darstellt.
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Fig. 13 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen dem Stellverhältnis und
der Übertragungseffizienz darstellt.
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Fig. 14 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen dem Neigungswinkel
einer Keilnut und dem übertragbaren Drehmoment darstellt.
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Fig. 15 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen dem Stellverhältnis und
der Fehlausrichtung darstellt.
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Fig. 16A und 16B sind Darstellungen zur Erläuterung eines Wegs zur
Einführung der Beziehung zwischen dem Neigungswinkel der Keilnut und
der Länge einer Seite eines Elements sowie der Hertz'schen
Flächenpressung.
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Fig. 17 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen der Hertz'schen
Flächenpressung und der Länge der Seite des Elements relativ zu den
Keilnutneigungswinkeln darstellt.
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Fig. 18 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen der scheinbaren Länge
der Seite des Elements und dem Gewicht des Elements darstellt.
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Fig. 19 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen dem übertragbaren
Drehmoment und der mittleren Zugkraft darstellt.
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Fig. 20 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen der scheinbaren Länge
der Seite des Elements und der mittleren Zugfestigkeit darstellt.
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Fig. 21 ist eine Grafik, die den sitzbaren Bereich der scheinbaren Länge der
Seite des Elements darstellt.
Detailbeschreibung der bevorzugten Ausführung
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Zuerst wird die Struktur eines stufenlos verstellbaren Riemengetriebes im
Bezug auf die Fig. 1-7 beschrieben.
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Das stufenlos verstellbare Riemengetriebe ist mit einer rechten Seite eines
Motors verbunden, der seitlich an einem vorderen Abschnitt einer
Fahrzeugkarosserie eines Fahrzeugs angeordnet ist, und umfaßt ein linkes
Gehäuse 1 und ein rechtes Gehäuse 2, die durch eine sich in Längsrichtung
der Fahrzeugkarosserie erstreckende Trennfläche miteinander verbunden
sind. Ein schmaleres Zwischengehäuse 3 und ein rechter Deckel 4 sind
übereinanderliegend mit einer rechten Seite des rechten Gehäuses 2
verbunden. Das stufenlos verstellbare Riemengetriebe umfaßt eine
Antriebswelle 6, die koaxial zu einer Kurbelwelle 5 des Motors angeordnet
ist, eine Abtriebswelle 7, die über und hinter der Antriebswelle 6 angeordnet
ist, sowie eine Sekundärwelle 8, die unter und hinter der Abtriebswelle 7
angeordnet ist. Im wesentlichen unter der Sekundärwelle 8 ist ein
Differenzial 9 angeordnet.
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Die Antriebswelle 6 ist durch ein Kugellager 10, das in dem
Zwischengehäuse 3 angebracht ist, und ein Kugellager 11, das in dem
rechten Gehäuse 2 angebracht ist, gelagert und ist an ihrem linken Ende mit
einem rechten Ende der Kurbelwelle 5 durch ein Schwungrad 12 verbunden.
Eine Antriebsriemenscheibe 13 ist an einem Zwischenabschnitt der
Antriebswelle 6 angebracht, und ein vorwärts/rückwärts
Fahrtrichtungsumschaltmechanismus ist am rechten Ende der Antriebswelle
6 angebracht und umfaßt einen Planetengetriebe-Untersetzermechanismus
14, eine Vorwärtskupplung 15 und eine Rückwärtsbremse 16.
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Die Abtriebswelle 7 ist durch ein Kugellager 17, das in dem
Zwischengehäuse 3 angebracht ist, und ein Rollenlager 18, das in dem
rechten Gehäuse 2 angebracht ist, gelagert und umfaßt an ihrem linken
Ende eine Anfahrkupplung 19, die aus einer Mehrscheibennasskupplung mit
hoher Kühlleistung aufgebaut ist, und an ihrem Zwischenabschnitt eine
Abtriebsriemenscheibe 20. Die Antriebsriemenscheibe 13 der Antriebswelle
6 und die Abtriebsriemenscheibe 20 der Abtriebswelle 7 sind mit zwei
Metallringen 21&sub1;, 21&sub1; eines Endlosriemens 21 verbunden, der mit einer
großen Anzahl von Metallelementen 21&sub2; versehen ist.
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Das Schwungrad 12 enthält eine scheibenförmige erste Masse 25, die am
rechten Ende der Kurbelwelle 5 gesichert ist, eine scheibenförmige zweite
Masse 26, die am linken Ende der Antriebswelle 6 gesichert ist und der
ersten Masse 25 gegenüber liegt, eine Mehrzahl von Federn 27, die
zwischen der ersten und der zweiten Masse 25 und 26 angeordnet sind
und durch die relative Drehung der Massen 25 und 26 zusammengedrückt
werden, sowie ein Reibkrafterzeugungsmittel 28 zum Erzeugen einer
Reibkraft durch die relative Drehung 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 lagern. Ein Anlasserzahnrad
30 ist um einen Außenumfang der ersten Masse 25 herum vorgesehen und
kämmt mit einem Ritzel eines nicht gezeigten Anlassermotors.
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Ein erstes Ölpumpenantriebszahnrad 31 ist am linken Ende der
Antriebswelle gesichert und kämmt mit einem zweiten
Ölpumpenantriebszahnrad 33, das an einer Eingangswelle einer Ölpumpe
32 gesichert ist, die eine Umlaufzahnradpumpe enthält. Somit wird die
Ölpumpe 2 durch die Drehung der Antriebswelle 6 angetrieben.
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Die an der Antriebswelle 6 angebrachte Antriebsriemenscheibe 13 enthält
eine stationäre Riemenscheibenhälfte 37, die mit einer Hohlwelle 36
integral ist, die relativ drehbar am Außenumfang der Antriebswelle 6 mit
einem dazwischen angeordneten Nadellagerpaar 34 und 35 gehalten ist,
und eine bewegliche Riemenscheibenhälfte 38, die am Außenumfang der
Hohlwelle 36 durch eine Kugellängsverzahnung gehalten ist und zu der
stationären Riemenscheibenhälfte 37 hin- und von dieser weg beweglich
ist. Eine Ölkammer 41 zum Drücken der beweglichen Riemenscheibenhälfte
38 zu der stationären Riemenscheibenhälfte 37 hin ist durch drei
Komponenten definiert: Ein Trennelement 39, das an der Hohlwelle 36
gesichert ist, ein Trennelement 40, das an der beweglichen
Riemenscheibenhälfte 38 gesichert ist, sowie die bewegliche
Riemenscheibenhälfte 38. Eine Feder 42 ist unter Druck in der Ölkammer
41 angebracht, um auf den Endlosriemen 21 eine vorbestimmte
Anfangslast auszuüben.
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Ein Neutralisierer 43 ist zwischen den Trennelement 39 der Hohlwelle 36
und dem Trennelement 40 der beweglichen Riemenscheibenhälfte 38
definiert und liegt der Ölkammer 41 mit einem dazwischen angeordneten
Trennelement 39 gegenüber. Ein Auslassende eines Zufuhrrohrs zum
Zuführen von Öl von der Ölpumpe 32 öffnet sich direkt in einem
Innenumfangsabschnitt des Neutralisierers 43. Indem das Öl von der
Ölpumpe 32 durch das Zufuhrrohr 44 direkt zu dem Neutralisierer 43
geführt wird, kann daher ein im Stand der Technik erforderliches
Führungselement zur Ölführung weggelassen werden, um für eine
Abnahme der Teilezahl zu sorgen. Es wird verhindert, daß eine unnötige
Schubkraft auf die bewegliche Riemenscheibenhälfte 38 wirkt, 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, entgegenwirkt.
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Der Planetengetriebe-Untersetzermechanismus 14 des Vorwärts- und
Rückwärtsfahrtumschaltmechanismus, der an dem rechten Ende der
Antriebswelle 6 angebracht ist, umfaßt ein Sonnenrad 45, das mit der
Antriebswelle 6 durch Längsverzahnung gekuppelt ist, einen Planetenträger
46, der an seinem Innenumfang relativ drehbar an der Antriebswelle 6
gelagert ist, ein Ringrad 48, das um einen Außenumfang einer
ringradseitigen Platte 47 herum ausgebildet ist, die an ihrem Innenumfang
an der Antriebswelle 6 relativ drehbar gehalten ist, sowie innere
Planetenräder 49 und äußere Planetenräder 50, die an dem Planetenträger
46 gehalten sind. Die inneren Planetenräder 49 stehen mit den äußeren
Planetenrädern 50 in Eingriff. Die inneren Planetenräder 49 stehen mit dem
Sonnenrad 45 in Eingriff, während die äußeren Planetenräder 50 mit dem
Ringrad 48 in Eingriff stehen.
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Der Innenumfang des Planetenträgers 46 und der Innenumfang der
ringradseitigen Platte 47 sind zwischen einer rechten Seite des mit der
Antriebswelle 6 durch Längsverzahnung gekoppelten Sonnenrads 45 und
einer Druckscheibe 51, die am rechten Ende der Antriebswelle 6 gesichert
ist, mit drei dazwischen angeordneten Schublagern 52, 53 und 54 gelagert.
Insbesondere ist die linke Seite des Innenumfangs des Planetenträgers 46
oben auf der rechten Seite des Sonnenrads 45 mit dem dazwischen
angeordneten Schublager 52 angeordnet; die linke Seite des Innenumfangs
der ringradseitigen Platte 47 ist oben auf der rechten Seite des
Innenumfangs des Planetenträgers 46 mit dem dazwischen abgeordneten
Schublager 43 angeordnet, und die linke Seite der Druckscheibe 51 ist
oben auf der rechten Seite des Innenumfangs der Ringradseitigen Platte 47
mit dem dazwischen angeordneten Schublager 54 angeordnet.
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Die Vorwärtskupplung 15 des Vorwärts- und
Rückwärtsfahrtumschaltmechanismus umfaßt ein Kupplungsaußenelement 55, das am rechten
Ende der Hohlwelle 36 gesichert und mit dem Außenumfang des
Planetenträgers 46 gekuppelt ist, ein Kupplungsinnenelement 56, das mit
dem Sonnenrad 45 gekuppelt ist, eine Mehrzahl von Reibplatten 57, die
zwischen dem Kupplungsaußenelement 55 und dem
Kupplungsinnenelement 56 angeordnet sind, einen Kupplungskolben 58, der in dem
Kupplungsaußenelement 55 untergebracht ist und in der Lage ist, die
Reibplatten 57 zusammenzudrücken, sowie eine Feder 59 zum
Zurückdrücken des Kupplungskolbens 58. Wenn das Öl der 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 Kontakten miteinander gebracht,
wodurch das Kupplungsaußenelement 55 und das Kupplungsinnenelement
56 integriert werden und die Hohlwelle 36 mit der Antriebswelle 6
gekuppelt wird, so daß die Antriebsriemenscheibe 13 gemeinsam mit der
Antriebswelle 6 gedreht wird.
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Die Rückwärtsbremse 16 des Vorwärts- und
Rückwärtsfahrtumschaltmechanismus umfaßt eine Mehrzahl von Reibplatten 61, die zwischen dem
Außenumfang des Ringrads 48 und dem Innenumfang des
Zwischengehäuses 3 angeordnet sind, einen Bremskolben 62, der an dem
Zwischengehäuse 3 gleitend gelagert ist und in der Lage ist, die Reibplatten
61 zusammenzudrücken, sowie Federn 63 zum Zurückdrücken des
Bremskolbens 62. 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 Reibplatten 61 in engen
Kontakt miteinander gebracht, wodurch das Ringrad 48 mit dem
Zwischengehäuse 3 gekuppelt wird. Dies bewirkt, daß die Drehung der
Antriebswelle 6 durch das Sonnenrad 45, die inneren Plantetenräder 49,
die äußeren Planetenräder 50 und den Planetenträger 46 auf das
Kupplungsaußenelement 55 übertragen werden. Somit wird die Drehung
der Antriebswelle 6 umgekehrt und auf die Antriebsinnenscheibe 13
übertragen.
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Das Kugellager 10, das die Antriebswelle 6 und die Hohlwelle 36 hält, ist
zwischen dem Zwischengehäuse 3 und einem Lagerhalter 66 angeordnet,
der durch einen Bolzen 65 fixiert ist, der das Zwischengehäuse 3
durchsetzt. Die Köpfe der Bolzen 65 sind innerhalb der Ölkammer 64 in der
Rückwärtsbremse 16 angeordnet, wodurch der Außendurchmesser des
Bremskolbens 62 reduziert werden kann, um die Rückwärtsbremse 16
kompakt zu machen, im Vergleich zu dem Fall, indem die Ölkammer 64
radial außerhalb der Bolzen 65 begrenzt ist.
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Die folgenden Ölkanäle sind durch zwei Ölzufuhrrohre definiert, die koaxial
in das rechte Ende der Antriebswelle 6 eingesetzt sind: Ein Ölkanal 67 zum
Zuführen von Öl in die Ölkammer 41 in der Antriebsriemenscheibe 13, ein
Ölkanal 68 zum Zuführen von Öl in die Ölkammer 60 in der
Vorwärtskupplung 15; sowie ein Ölkanal 69 zum Schmieren der
Vorwärtskupplung 15. Das Öl, das von dem Ölkanal 67 in den
Zwischenraum zwischen der Antriebswelle 6 und die Hohlwelle 36 fließt,
wird nach links und rechts verzweigt, um entlang dem Außenumfang der
Antriebswelle 6 zu fließen, um das Paar von Nagellagern 34 und 35 zu
schmieren.
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Ein Paar von Dichtungsringen 70 und 71 ist an der linken Seite des Linken
Nadellagers 35 vorgesehen, und eine Zwischenposition zwischen beiden
Dichtungsringen 70 und 71 steht mit einem Ölkanal 72 in Verbindung, der
im linken Ende der Antriebswelle 6 definiert ist. Daher wird ein Teil des Öls,
das das linke Nadellager 35 geschmiert hat, durch den rechten
Dichtungsring 70 hindurchgeleitet und durch den linken Dichtungsricht 71
gesperrt, und fließt dann in den Kanal 72, um den mit Längsverzahnung
gekoppelten Abschnitt des ersten Ölpumpenantriebszahnrades 31 zu
schmieren.
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Die stationäre Riemenscheibenhälfte 75 der Abtriebsriemenscheibe 20 ist
integral an der Abtriebswelle 7 ausgebildet, und die bewegliche
Riemenscheibenhälfte 76 ist am Außenumfang der Abtriebswelle T durch
eine Kugellängsverzahnung verschiebbar gelagert. Eine Ölkammer 79 zum
Drücken der beweglichen Riemenscheibenhälfte 76 zu der stationären
Riemenscheibenhälfte 75 hin ist durch die folgenden 3 Komponenten
definiert: Ein Trennelement 77, das an der Abtriebswelle 7 gesichert ist; ein
Trennelement 78, das an der beweglichen Riemenscheibenhälfte 76
gesichert ist; und die bewegliche Riemenscheibenhälfte 76. Eine Feder 80
ist unter Druck in der Ölkammer 79 angebracht, um eine vorbestimmte
Anfangslast auf den Endlosriemen 21 auszuüben. Ein Neutralisierer 81 ist
zwischen dem Trennelement 77 der Abtriebswelle 7 und dem Trennelement
78 der beweglichen Riemenscheibenhälfte 76 ausgebildet und steht der
Ölkammer 79 mit dem dazwischen angeordneten Trennelement 77
gegenüber.
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Die Anfahrkupplung 19, die an dem linken Ende der Abtriebswelle 7
angebracht ist, umfaßt ein Kupplungsaußenelement 82, das an der
Abtriebswelle 7 gesichert ist, ein Kupplungsinnenelement 84, das am
Außenumfang der Abtriebswelle 7 mit einem Paar dazwischen
angeordneter Nadellager 83, 83 relativ drehbar gelagert ist, eine Mehrzahl
von Reibplatten 85, die zwischen dem Kupplungsaußenelement 82 und
dem Kupplungsinnenelement 84 angeordnet sind, einen Kupplungskolben
86, der innerhalb des Kupplungsaußenelements 82 aufgenommen ist und
in der Lage ist, die Reibplatten 85 zusammenzudrücken, sowie eine Feder
87 zum Zurückdrücken des Kupplungskolbens 86. Wenn das Öl in eine
Ölkammer 88 geleitet 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 das Kupplungsinnenelement 84 gemeinsam
mit der Abtriebswelle 7 gedreht wird.
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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 kämmt mit dem
Ausgangszahnrad 90 und das zweite Zwischenzahnrad 92 kämmt mit
einem Endzahnrad 93 des Differenzials 9.
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Das stufenlos verstellbare Riemengetriebe mit der oben beschriebenen
Struktur ist in der Lage, die Drehung der Kurbelwelle 5 des Motors zu
übertragen durch einen Weg des Schwungrads 12 → der Vorwärtskupplung
15 → der Hohlwelle 36 → der Antriebsriemenscheibe 13 → des
Endlosriemens 21 → der Abtriebsriemenscheibe 20 → der Abtriebswelle 7 →
der Anfahrkupplung 19 → des Ausgangszahnrads 90 → des ersten
Zwischenzahnrads 91 → des zweiten Zwischenzahnrads 92 → des
Endzahnrads 93 → des Differenzials 9, um linke und rechte Achsen in
normaler Drehung anzutreiben, um hierdurch das Fahrzeug vorwärts
anzutreiben, indem die Vorwärtskupplung 15 des Vorwärts- und
Rückwärtsfahrtumschaltmechanismus in einen eingerückten Zustand
gebracht wird, um die die Abtriebsriemenscheibe 13 tragende Hohlwelle 36
mit der Antriebswelle 6 direkt zu köppeln, und indem die Anfahrkupplung
19 in einen eingerückten Zustand gebracht wird, um das Ausgangszahnrad
90 mit der Abtriebswelle 7 zu köppeln.
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Wenn anstatt der Vorwärtskupplung 15 die Rückwärtsbremse 16 in einen
eingerückten Zustand gebracht wird, wird die Drehung der Antriebswelle 6
verringert, wie oben beschrieben, und wird in der Form einer
Rückwärtsdrehung auf die Antriebsriemenscheibe 13 übertragen, wodurch
die linken und rechten Achsen in Rückwärtsdrehung angetrieben werden,
um das Fahrzeug rückwärts anzutreiben.
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Wenn das Fahrzeug in der obigen Weise vorwärts oder rückwärts
angetrieben wird, kann die Nutbreite von einer der Antriebsriemenscheibe
13 und der Abtriebsriemenscheibe 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 ändern, in dem eine Differenz zwischen dem Hydraulikdruck,
der auf die Ölkammer 41 in der Antriebsriemenscheibe 13 wirkt, und dem
Hydraulikdruck, der auf die Ölkammer 79 in der Abtriebsriemenscheibe 20
wirkt, vorgesehen wird.
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In dem stufenlos verstellbaren Riemengetriebe mit der oben beschriebenen
Anordnung ist der Neigungswinkel von Keilnuten in der
Antriebsriemenscheibe 13 und der Abtriebsriemenscheibe 20 (der Winkel,
der durch die Drehebene der Riemenscheibe und der Scheiben-
/Riemenkontaktfläche gebildet ist, der nachfolgend als Keilnutreibungswinkel
α bezeichnet wird) auf 8º gesetzt. Der Grund hierfür wird nachfolgend
beschrieben.
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Fig. 8 ist eine Darstellung zur Erläuterung des Ausgleichs einer auf den
Endlosriemen 21 wirkenden Kraft, wobei:
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α: Keilnutneigungswinkel;
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u: Reibkoeffizient zwischen der Riemenscheibe und dem Endlosriemen;
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N: Vertikale Schleppkraft, die der Endlosriemen von der Riemenscheibe
erhält;
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F: Druckkraft, die es gestattet, daß der Endlosriemen durch seine Zugkraft
gegen die Riemenscheibe gedrückt wird; und
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Q: Durch Hydraulikdruck erzeugte axiale Schubkraft der Riemenscheibe
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wobei jeweils N, F und Q ein Wert pro Einheitmittenwinkel der
Riemenscheibe ist.
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Eine Reibkraft uN, die von der vertikalen Schleppkraft N und dem
Reibkoeffizienten u abhängig ist, wirkt zwischen der Riemenscheibe und
dem Endlosriemen. Die Reibkraft ist, wie gezeigt, direkt radial einwärts
gerichtet, wenn sich der Endlosriemen radial auswärts der Riemenscheibe
bewegen soll, und die Reibkraft ist radial einwärts gerichtet, wenn sich der
Endlosriemen radial einwärts der Riemenscheibe bewegen soll.
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Eine axiale Last, die der Endlosriemen von der Riemenscheibe erhält, wird
durch N cosα + uN sinα ausgedrückt, und steht im Ausgleich mit einer
durch den Hydraulikdruck erzeugten axialen Schubkraft Q
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Q = Ncosα + uNsinα --- (1)
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eine radiale Last, die der Endlosriemen von der Riemenscheibe erhält, wird
durch Nsinα - uNcosα ausgedrückt und steht im Ausgleich mit einer
Hälfte (F/2) der Druckkraft F, die durch die Zugkraft des Endlosriemens
erzeugt wird, wobei die Gesamtsumme der radialen Lasten, die die linken
und rechten gegenüberliegenden Enden des Endlosriemens von der
Riemenscheibe erhalten, mit der Druckkraft F im Ausgleich steht.
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F/2 = Nsinα - uNcosα --- (2)
-
Hier ist eine notwendige Bedingung, um bei Erzeugung der axialen
Schubkraft Q den Endlosriemen radial auswärts zu bewegen, daß, wenn Q
ein positiver Wert ist, F ein positiver Wert ist. In anderen Worten ist es
erforderlich, daß der Reibkoeffizient u und der Keilnutreibungswinkel α der
folgenden Beziehungen genügen:
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Wenn die Gleichung (1) nach N aufgelöst wird und in Gleichung (2)
eingesetzt wird, ergibt sich die folgende Gleichung (3):
-
F/2 = Q(sinα
- ucosα)/(cosα + usinα) --- (3)
-
wobei Q ein positiver Wert ist und 0º < α < 90º und daher auch cosα +
usinα einen positiven Wert einnimmt. Um sicherzustellen, daß F ein
positiver Wert ist, braucht eventuell nur der folgende Ausdruck erfüllt sein:
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sinα - ucosα > 0 --- (4)
-
Somit wird
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tanα > u --- (5)
-
aus Gleichung (4) erhalten.
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Der Ausdruck (5) bedeutet, daß, um den Endlosriemen radial auswärts zu
bewegen, indem durch den Hydraulikdruck die bewegliche
Riemenscheibenhälfte der Riemenscheibe relativ zu der stationären
Riemenscheibenhälfte vorgespannt wird, es erforderlich ist, die Bedingung
tanα > u zu erfüllen. Wenn nämlich der Keilnutneigungswinkel α größer
wird, überwindet eine Kraft, um durch die vom Hydraulikdruck erzeugte
axiale Schubkraft den Endlosriemen keilförmig radial auswärts der
Riemenscheibe zu drücken, die Reibkraft zwischen dem Endlosriemen und
der Riemenscheibe, und daher kann der Endlosriemen radial auswärts
bewegt werden. Wenn jedoch der Keilnutreibungswinkel α kleiner wird,
wird auch eine Kraft, um durch die vom Hydraulikdruck erzeuge axiale
Schubkraft den Endlosriemen keilförmig radial auswärts der Riemenscheibe
zu drücken, kleiner und kann daher die Reibkraft zwischen dem
Endlosriemen und der Riemenscheibe nicht überwinden, um den
Endlosriemen radial auswärts zu bewegen.
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Der Reibkoeffizient u zwischen der Riemenscheibe und dem Endlosriemen
beinhaltet einen statischen Reibkoeffizienten us und einen dynamischen
Reibkoeffizienten ua (us > ua). Daher ist es, um bei stehender
Riemenscheibe den Endlosriemen den Hydraulikdruck radial auswärts zu
drücken, notwendig, daß der folgende Ausdruck (6) erfüllt ist:
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tanα > us --- (6)
-
und zu diesem Zweck ist es erforderlich, den Keilnutneigungswinkel α zu
vergrößern. Um bei drehender Riemenscheibe den Endlosriemen durch den
Hydraulikdruck radial auswärts zu bewegen, ist es notwendig, daß der
folgende Ausdruck (7) erfüllt ist:
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tanα > uα --- (7)
-
und zu diesem Zweck kann der Keilnutneigungswinkel α klein gemacht
werden.
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Wenn das Fahrzeug plötzlich gebremst worden ist, um die Drehung der
Antriebsräder in einem Zustand anzuhalten, in dem das Stellverhältnis des
stufenlos verstellbaren Riemengetriebes nicht niedrig ist, ist es erforderlich,
das Stellverhältnis auf einen niedrigen Wert zurückzubringen, um für den
nächsten Start vorzusorgen. Wenn in diesem Fall das stufenlos verstellbare
Riemengetriebe die Anfahrkupplung 19 nicht an der Abtriebswelle 7
aufweist, sondern die Anfahrkupplung 19 an der Antriebswelle 6 aufweist,
werden die Antriebsriemenscheibe 19 und die Abtriebsriemenscheibe 20
des stufenlos verstellbaren Riemengetriebes bei stehendem Fahrzeug nicht
gedreht, wobei sich die Anfahrkupplung 19 im ausgerückten Zustand
befindet. Aus diesem Grund ist, solange nicht der Keilnutneigungswinkel α
auf einen großen Wert gesetzt ist, um die Beziehung tanα > us, zu
erfüllen, ein extrem großer Hydraulikdruck erforderlich, um den
Endlosriemen 21 radial auswärts der Abtriebsriemenscheibe 20 zu
bewegen, um das Stellverhältnis auf den niedrigen Wert zurückzubringen.
-
Jedoch ist die Anfahrkupplung 19 in dieser Ausführung an der
Abtriebswelle 7 vorgesehen und daher werden auch bei stehendem
Fahrzeug, wenn sich die Anfahrkupplung 19 in ihrem ausgerückten Zustand
befindet, die Antriebsriemenscheibe 13 und die Abtriebsriemenscheibe 20
des stufenlos verstellbaren Riemengetriebes gedreht. Auch wenn somit der
Keilnutreibungswinkel α auf einen kleinen Wert gesetzt ist, um die
Beziehung tanα > ua zu erfüllen, kann der Endlosriemen 21 durch einen
kleinen Hydraulikdruck radial auswärts der Abtriebsriemenscheibe 20
bewegt werden, um das Stellverhältnis auf den niedrigen Wert
zurückzubringen.
-
Um ferner das Stellverhältnis auf den niedrigen Wert in einem Zustand
zurückzubringen, in dem die Antriebsriemenscheibe 13 und die
Abtriebsriemenscheibe 20 gestoppt worden sind, muß ein Hydraulikdruck,
der etwa viermal größer ist als der an die Ölkammer 41 in der
Antriebsriemenscheibe 13 angelegte Hydraulikdruck, an die Ölkammer 79
in der Abtriebsriemenscheibe 20 angelegt werden, wobei aber, um das
Stellverhältnis auf den niedrigen Wert in einen Zustand zurückzubringen, in
dem sich die Antriebsriemenscheibe 13 und die Abtriebsriemenscheibe 20
dreht, ein Hydraulikdruck genügt, der etwa zweimal so groß ist wie der an
die Ölkammer 41 angelegte Hydraulikdruck.
-
Indem man wie oben beschrieben die Anfahrkupplung 19 an der
Abtriebswelle 7 vorsieht, kann das Verstellen leicht in einem Zustand
durchgeführt werden, in dem sich die Antriebsriemenscheibe 13 und die
Abtriebsriemenscheibe 20 drehen. Daher ist es nicht erforderlich, daß der
Keilnutreibungswinkel die Beziehung tanα > us erfüllt, wie im Stand der
Technik, und es ist möglich, einen Keilnutreibungswinkel α zu verwenden,
der im Stand der Technik nicht verwendet werden kann, nämlich einen
Keilnutneigungswinkel α, der die folgende Beziehung erfüllt:
-
uα < tanα < us --- (8)
-
In anderen Worten, wenn die Anfahrkupplung 19 an der Abtriebswelle 7
vorgesehen ist, kann das Verstellen auch durchgeführt werden, wenn der
Keilnutreibungswinkel α auf einen Wert gesetzt ist, der kleiner als ein im
Stand der Technik verwendeter Wert ist, und kann auch ein für dieses
Verstellen erforderlicher Hydraulikdruck klein sein.
-
Wenn auf der Basis experimenteller Werte der statische Reibkoeffizient us
auf 0,17 gesetzt ist und der dynamische Reibkoeffizient ua auf 0,08 gesetzt
ist, liegt der den Ausdruck 8 erfüllende Keilnutneigungswinkel α in dem
folgenden Bereich:
-
4,57º < α < 9.64º --- (9)
-
In dem herkömmlichen stufenlos verstellbaren Gebtriebe, das die
Anfahrkupplung 19 an der Antriebswelle 6 aufweist, ist aus dem oben
beschriebenen Grund der Keilnutneigungswinkel α auf 11º gesetzt, während
in dem stufenlos verstellbaren Riemengetriebe nach der vorliegenden
Ausführung der Keilnutneigungswinkel α auf 8º gesetzt ist, was innerhalb
des durch den Ausdruck (9) dargestellten Bereichs liegt.
-
Wenn der Keilnutneigungswinkel α wie oben beschrieben auf den kleinen
Wert gesetzt ist, kann das übertragbare Drehmoment des stufenlos
verstellbaren Riemengetriebes erhöht werden, während der Schlupf
zwischen der Riemenscheibe und dem Endlosriemen verhindert wird. Wenn
nämlich der Keilnutreibungswinkel α auf den kleinen Wert gesetzt wird, wird
die Druckkraft F des Endlosriemens (Zugkraft T des Endlosriemens) im
Bezug auf die gleiche Axialkraft wesentlich gesenkt, während sich die von
der Riemenscheibe erhaltene vertikale Schleppkraft N nur leicht ändert. So
kann die von der Riemenscheibe erhaltene vertikale Schleppkraft N
vergrößert werden, während die Druckkraft F (die Zugkraft T) des
Endlosriemens in einem Bereich verbleibt, der sicherstellt, daß der
Endlosriemen nicht schlupft, was zu einer Zunahme des übertragbaren
Drehmoments führt. Der Grund wird im Detail unten beschrieben.
-
Wenn F/Q in Gleichung (3) berechnet wird und wenn der Reibkoeffizient ur
(eine Komponente des dynamischen Reibkoeffizienten ua in der radialen
Richtung der Riemenscheibe) auf 0,07 gesetzt wird, falls der
Keilnutneigungswinkel α gleich 11º ist und falls der Keilnutneigungswinkel
α gleich 8º ist, ist im Falle von α = 11º F/Q gleich 0.25 und ist im Falle
von α = 8º gleich 0.14. Hierin wird der Einfluß der Zentrifugalkraft
vernachlässigt.
-
Wenn somit die durch den Hydraulikdruck erzeugte axiale Schubkraft Q der
Riemenscheibe gleich 1000 kgf ist, ist die Druckkraft F, die gestattet, daß
der Endlosriemen durch seine Zugkraft (die nachfolgend Riemendruckkraft
F bezeichnet wird) gegen die Riemenscheibe gedrückt wird, gleich 250 kgf
im Falle von α = 11º, und ist 140 kgf im Falle von α = 8º.
-
Wenn der Ausgleich der radialen Kraft, die auf eine sehr kleine Fläche (eine
Fläche mit dem Mittenwinkel dβ) des um die Riemenscheibe herumgelegten
Endlosriemens ausgeübt wird, mit einer Zugkraft T, wie in Fig. 9 gezeigt,
berücksichtigt wird, gilt die folgende Gleichung:
-
T(β)sin(d/β/2) + {T(/β) + dT}sin(dβ/2) = F(β)dβ --- (10)
-
wobei dβ ein sehr kleiner Winkel ist, und daher, wenn sin(dβ/2) = dβ/2, die
Gleichung in (10) geändert wird in:
-
T(β) = F(β) --- (11)
-
Die obige Gleichung zeigt nämlich, daß die Riemendruckkraft F gleich der
Zugkraft T des Endlosriemens ist. Dies zeigt, daß dann, wenn die Zugkraft
jedes Endlosriemens (das heißt die Riemendruckkraft F) die gleiche ist, die
axiale Schubkraft Q der Riemenscheibe (d. h. das übertragbare
Drehmoment Tin) einen größeren Wert einnimmt, wenn der
Keilnutreibungswinkel α kleiner ist.
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Dies ist aus den in den Fig. 10A bis 10C gezeigten Grafiken ersichtlich,
in denen das übertragbare Drehmoment Tin des stufenlos verstellbaren
Riemengetriebes entlang der Abszisse aufgetragen ist und die
Riemendruckkraft F, die in einer positiven Korrelation zu der Zugkraft T des
Endlosriemens steht, auf der Ordinate aufgetragen ist. Ersichtlich ist, daß
in jedem der Fälle, in denen das Steilverhältnis i (der Drehzahl der
Antriebswelle/Drehzahl der Abtriebswelle) 0.61, 1.00 und 1.64 beträgt,
das übertragbare Drehmoment Tin im Bezug auf die gleiche Achs-Achs-
Kraft F (die Zugkraft T) zunimmt, wenn der Keilnutneigungswinkel α kleiner
ist.
-
Eine Grafik in Fig. 11 zeigt die Änderung des übertragbaren Drehmoments
im Bezug auf die Eingangsdrehzahl Nin (die Drehzahl der Antriebswelle) für
unterschiedliche Keilnutneigungswinkel α, und aus Fig. 11 ist ersichtlich,
daß dann, wenn der Keilnutneigungswinkel α abnimmt, in allen
Drehzahlbereichen das übertragbare Drehmoment Tin zunimmt.
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Fig. 12 und 13 zeigen die Änderung der Übertragungseffizienz η im
Bezug auf das Stellverhältnis i für verschiedene Keilnutneigungswinkel α,
wobei Fig. 12 dem Fall entspricht, wo die Eingangsdrehzahl 2000 UpM
beträgt und das übertragbare Drehmoment Tin 5 kgfm beträgt und Fig. 13
dem Fall entspricht, wo die Eingangsdrehzahl Nin 4000 UpM beträgt und
das übertragbare Drehmoment Tin 10 kgfm beträgt. Wie aus diesen
Grafiken ersichtlich, wird, wenn der Keilnutneigungswinkel α kleiner wird,
die Übertragungseffizienz η reduziert, wobei aber im gezeigten Bereich von
in der Gleichung (9) 4.57º < α < 9.64º die Abnahme der
Übertragungseffizienz η gering ist, was für den praktischen Gebrauch kein
Hindernis darstellt.
-
Aus dem Vorstehenden ist es erwünscht, daß der Keilnutneigungswinkel α,
die ein effektives übertragbares Drehmoment Tin ermöglicht, vergrößert
wird, während die Minderung der Übertragungseffizienz η auf das Minimum
gedrückt wird, und in einen Bereich von 5º < α < 9º gesetzt ist, wenn
man die Herstellungfehler berücksichtigt und in der vorliegenden
Ausführung ist dieser Keilnutneigungswinkel auf 8º gesetzt.
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Durch die Tatsache, daß die Anfahrkupplung 19 an der Abtriebswelle 7
vorgesehen ist, wie oben beschrieben, kann der Keilnutneigungswinkel α
auf einen kleinen Wert gesetzt werden, der in einem Bereich von uα < 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 kaum die Zunahme des Achs-Achs-Abstands zwischen der
Antriebswelle 6 und der Abtriebswelle 7 akzeptiert werden, um den
Durchmesser der Antriebsriemenscheibe 7 und der Abtriebsriemenscheibe
20 zu vergrößern. Somit kann die axiale Schubkraft Q der
Antriebsriemenscheibe 13 und der Abtriebsriemenscheibe 20 vergrößert
werden, während eine Zunahme der Zugkraft T des Endlosriemens 21
vermieden wird, ohne die Biegebelastung der Metallringe 21&sub1;, 21&sub1; zu
reduzieren, um hierdurch das übertragbare Drehmoment Tin ohne Schlupf
des Endlosriemens 21 zu vergrößern.
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Zusätzlich wird der Hub der Riemenscheibe im Bezug auf die gleiche
Änderung im Stellverhältnis reduziert, indem der Keilnutneigungswinkel α
verkleinert wird, und daher kann die axiale Abmessung des stufenlos
verstellbaren Riemengetriebes im Zusammenwirken mit der Tatsache, daß
die axiale Dicke der Riemenscheibe selbst verkleinert wird, reduziert
werden. Ferner können die Bewegungsbeträge der beweglichen
Riemenscheibenhälfte 38 und 76, die zur Erzeugung der gleichen Änderung
im Stellverhältnis erforderlich sind, klein sein, und daher kann die
Fehlausrichtung zwischen der Antriebsriemenscheibe 13 und der
Abtriebsriemenscheibe 20 (die Abweichung zwischen der Mittellinie der
Antriebsriemenscheibe 13 und der Mittellinie der Abtriebsriemenscheibe
20) reduziert werden. Ferner kann, wenn das übertragbare Drehmoment
Tin konstant ist, die Ölmenge, die bei dem gleichen Verschiebebetrag
angesaugt und abgegeben wird, gesenkt werden und daher kann das
Ansprechverhalten auf die Änderung des Stellverhältnisses verbessert
werden und kann ferner die Kapazität der Ölpumpe 32 gesenkt werden, um
die Größe des stufenlos verstellbaren Riemengetriebes zu reduzieren und
für eine Verbesserung in der Effizienz durch Lastreduktion der Ölpumpe zu
sorgen.
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Fig. 14 zeigt die Änderung des übertragbaren Drehmoments Tin, wenn der
Keilnutneigungswinkel α geändert wird. Aus Fig. 14 ist ersichtlich, daß
dann, wenn = 11º, Tin = 14.3, wohingegen, wenn α = 9º, Tin = 15.8 und
wenn α = 5º, das übertragbare Drehmoment Tin auf 19.6 ansteigt. Fig. 15
zeigt die Beziehung zwischen dem Stellverhältnis und der Fehlausrichtung,
wenn der Keilnutreibungswinkel α von 11º auf 8º und 6º geändert wird,
und aus Fig. 15 ist ersichtlich, daß die Fehlausrichtung mit der
Verkleinerung des Keilnutneigungswinkels α reduziert wird.
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Die Fig. 16A und 16B zeigen den Zustand der Kontaktfläche zwischen
dem Metallelement und der Riemenscheibe. Wenn der Abstand von der
Drehachse der Riemenscheibe zu dem Kontaktabschnitt mit R bezeichnet
wird (effektiver Radius der Riemenscheibe), und der Keilnutneigungswinkel
mit α bezeichnet wird, ergibt sich der Krümmungsradius R&sub1; der Keilfläche
der Riemenscheibe gemäß folgender Gleichung:
-
R&sub1; = R/sinα --- (12)
-
Die Seite des Elements und die Keilfläche der Riemenscheibe stehen entlang
einer Erzeugungslinie der Riemenscheibenkeilfläche in Linienkontakt
miteinander, wobei aber in der Praxis die Kontaktfläche zwischen der
Elementenseite und der Riemenscheibenkeilfläche durch die vertikale
Schleppkraft N in eine Bandform mit einer Breite 2a komprimiert wird. Wenn
die Länge der Elementenseite (die nachfolgend als Elementenseitenlänge
bezeichnet wird) mit L bezeichnet wird und der Krümmungsradius der
Elementenseite mit R&sub2; bezeichnet wird, wird das a gemäß Gleichung (13)
angegeben und die Hertz'sche Flächenpressung σH, die auf die
Kontaktfläche wirkt, wird gemäß Gleichung (14) angegeben.
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σH = 2Nt/πaL --- (14)
-
wobei: ν&sub1;: Poisson-Verhältnis des Elements;
-
ν&sub2;: Poisson-Verhältnis der Riemenscheibe;
-
E&sub1;: Längs-Elastizitätsmodul des Elements;
-
E&sub2;: Längs-Elastizitätsmodul der Riemenscheibe.
-
Die Seite des Elements ist tatsächlich eine ebene Fläche, und wenn daher
R&sub2; = (d. h., 1/R&sub2; = 0) und ferner ν&sub1; = ν&sub2; = ν und E&sub1; = E&sub2; = E in Gleichung (13),
ändern sich die Gleichungen (13 und 14) jeweils in folgende Gleichungen:
-
a = {8NR&sub1;(1 - ν²)πEL}1/2 --- (15)
-
σH = {NB/2πLR&sub1;(1 - ν²)}1/2 --- (16)
-
Wenn hier Gleichung (12) in Gleichung (16) eingesetzt wird, gilt
-
σH = {NEsinα/2πLR(1 - ν²)}1/2 --- (17)
-
Wenn Gleichung (17) nach der Elementenseitenlänge L aufgelöst wird, gilt
-
L = NRsinα/2πσH²R(1 - ν²) --- (18)
-
Wie aus Gleichung (17) ersichtlich, wird, wenn der Längselastizitätsmodul
E und das Poisson-Verhältnis v konstante Werte sind und wenn das gleiche
Drehmoment mit dem gleichen Stellverhältnis übertragen wird (d. h. wenn
die vertikale Schleppkraft N und der effektive Radius R der Riemenscheibe
konstante Werte sind) nimmt die Hertz'sche Flächenpressung σH zu, wenn
die Elementenseitenlänge L kleiner wird, und nimmt die Hertz'sche
Flächenpressung σH zu, wenn der Keilnutneigungswinkel α größer wird.
Wenn die Hertz'sche Flächenpressung σH zunimmt, sinkt die Haltbarkeit der
Riemenscheibe und des Metallelements, und daher ist es notwendig, für die
Hertz'sche Flächenpressung σH einen oberen Grenzwert zu setzen. Wenn
umgekehrt die Hertz'sche Flächenpressung σH abnimmt, nimmt die Zugkraft
T des Endlosriemens 21 zu, und daher ist es ferner erforderlich, für die
Hertz'sche Flächenpressung σH einen unteren Grenzwert zu setzen.
-
Wie aus Gleichung (18) und Fig. 17 ersichtlich, kann, wenn die Hertz'sche
Flächenpressung σH auf einen bestimmten Wert gesetzt wird, die
Elementenseitenlänge L verkleinert werden, wenn der Keilnutneigungswinkel
α verkleinert wird. Zusätzlich wird, wenn die Elementenseitenlänge L kleiner
wird, der Weg, durch den sich das Metallelement radial entlang der
Keilfläche der Riemenscheibe bewegen kann, größer. Daher kann nicht nur
ein großer Stellverhältnisbereich sichergestellt werden, sondern kann auch
die Kontakthäufigkeit der Seite des Elements mit der Keilfläche der
Riemenscheibe reduziert werden, um die Haltbarkeit der Riemenscheibe zu
verbessern.
-
Nun wird das Setzen der oberen und unteren Grenzwerte der Hertz'schen
Flächenpressungs σH beschrieben.
-
Wenn die Seite des Elements in Kontakt mit der Keilfläche der
Riemenscheibe gebracht wird, kommt nicht die gesamte Seite des Elements
in Kontakt mit der Keilfläche der Riemenscheibe, und wenn die scheinbare
Elementenseitenlänge mit LB bezeichnet wird, dann ist eine
Elementenseitenlänge L (wie oben beschrieben), die ein durch Multiplizieren
der scheinbaren Elementenseitenlänge LB mit der Elementkontakteffizienz η
erzeugter Wert ist, eine Länge des tatsächlichen Kontakts der
Elementenseite mit der Keilfläche der Riemenscheibe.
-
LBη = L --- (19)
-
Wenn die Gleichungen (17) und (18) unter Verwendung der Gleichungen
(12) und (19) geändert werden, gilt
-
σH = {NE/2πηLBR&sub1;(1 - ν²)}1/2 --- (20)
-
LB = NE/2πησH²R&sub1;(1 - ν²) --- (21)
-
Das stufenlos verstellbare Riemengetriebe wurde unter
Referenztestbedingungen betrieben, die definiert waren durch
-
Stellverhältnis i = 0.61
-
Eingangsdrehzahl Nin = 6000(UpM)
-
Übertragbares Drehmoment Tin = 14.3 (kgfm)
-
Überschußdrehmoment Tm = 2 (kgfm)
-
Betriebszeit t = 400 (Std)
-
scheinbare Elementenseitenlänge LB = 6.2 (mm)
-
und die Haltbarkeit der Grenze des Elements und der Riemenscheibe
wurden getestet.
-
Wenn die Hertz'sche Referenz-Flächenpressung σH aus der Gleichung (20)
unter der Annahme berechnet wird, daß die vertikale Schleppkraft der
Keilfläche N = 19.5 kgf, Young's Modul E = 21000 kgf/mm², der
Krümmungsradius der Keilfläche 1 = 212 mm (α = 11º) und das Poisson-
Verhältnis ν = 0.3 beträt, gilt
-
σH* = η-1/2 · 7.32 (kgf/mm²) (22)
-
Wenn die scheinbare Elementenseitenlänge LB auf 6.2 mm gesetzt ist,
beträgt aus Gleichung (22) die Hertz'sche Referenz-Flächenpressung σH*
gleich η-1/2 · 7.32 kgf/mm², wobei aber das Testergebnis zeigte, daß die
Hertz'sche Flächenpressung σH* ein Wert war, der eine Grenze für den
oberen Grenzwert verläßt, und kann die scheinbare Elementenseitenlänge
LB weiter verkleinert werden.
-
Als Ergebnis eines Tests, der unter der Bedingung ausgeführt wurde, daß
die scheinbare Elementenseitenlänge LB allmählich von 6.2 mm ausgehend
verkleinert wurde, stellte sich daraufhin heraus, daß die scheinbare
Elementenseitenlänge LB gleich 3.8 mm ein Grenzwert gegenüber der
Abnutzung war, und wenn LB auf weniger als diesen Grenzwert verkleinert
wurde, der Abnutzungsbetrag des Elements und der Riemenscheibe eine
Grenze überschreitet.
-
Wenn die scheinbare Elementenseitenlänge LB gleich 3.8 mm ist, wird die
Hertz'sche Flächenpressung σH gemäß der folgenden Gleichung (23) aus der
Gleichung (20) auf der Basis der Hertz'schen Referenz-Flächenpressung σH*
vorgesehen, die vorliegt, wenn die scheinbare Elementenseitenlänge LB
gleich 6.2 mm ist:
-
σH = (6.2 = 3.8)1/2 σH* = 1.3 σH* (23)
-
Die Gleichung (23) zeigt, daß die scheinbare Elementenseitenlänge LB gleich
3.8 mm ein unterer Grenzwert gegen die Abnutzung ist, und hierbei die
Hertz'sche Flächenpressung σH dann, wenn die scheinbare
Elementenseitenlänge LB gleich 6.2 mm ist, das 1.3-fache der Hertz'schen
Referenz-Flächenpressung σH* beträgt.
-
Nachfolgend wird das Setzen des oberen Grenzwerts der scheinbaren
Elementenseitenlänge LB beschrieben. Wenn, wie in Fig. 18 gezeigt, die
scheinbare Elementenseitenlänge LB zunimmt, nimmt auch die Größe des
Elements notwendigerweise zu, was zu einem erhöhten Gewicht des
Elements führt. Das Gewicht des Elements (Gewicht pro 1 m des
Endlosriemens) entsprechend der scheinbaren Elementenseitenlänge LB
gleich 6.2 mm unter Referenztestbedingungen beträgt 1.3 kg/m, wobei
aber, wenn die scheinbare Elementenseitenlänge LB auf gleich 7.6 mm
erhöht wird, das Gewicht des Elements auf bis zu 1.57 kg/m ansteigt.
-
Fig. 19 zeigt die Beziehung zwischen dem übertragbaren Drehmoment Tin
und der mittleren Zugkraft Tav des Endlosriemens, insbesondere von
dessen Metallring, wenn das stufenlos verstellbare Riemengetriebe unter
den Referenztestbedingungen betrieben wurde, d. h. bei dem Stellverhältnis
i gleich 0.61, der Eingangsdrehzahl Nin gleich 6000 UpM, dem
Überschußdrehmoment Tm gleich 2 kgfm und der scheinbaren
Elementenseitenlänge LB gleich 6.2 mm. Die mittlere Zugkraft Tav nimmt
mit zunehmendem übertragbarem Drehmoment Tin zu, und wenn das
übertragbare Drehmoment gleich 14.3 kgfm beträgt, beträgt die mittlere
Zugkraft Tav gleich 727.7 kgf.
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Fig. 20 zeigt die Beziehung zwischen dem Gewicht des Elements (d. h. der
scheinbaren Elementenseitenlänge LB) und der mittleren Zugkraft Tav in
Bezug auf ein unterschiedliches Überschußdrehmoment Tm, wenn das
stufenlos verstellbare Riemengetriebe unter den Referenztestbedingungen
betrieben wurde, d. h. beim Stellverhältnis i gleich 0.61, der
Eingangsdrehzahl Nin gleich 6.000 UpM und dem übertragbaren
Drehmoment gleich 14.3 kgfm. Wenn die scheinbare Elementenseitenlänge
LB auf 6.2 mm gesetzt ist, was einen Wert unter den
Referenztestbedingungen ist, kann die mittlere Zugkraft Tav auf 727.7 kgf
gesenkt werden, während ein Überschußdrehmoment Tm von 2 kgfm
sichergestellt wird.
-
Wenn jedoch die Elementenseitenlänge LB von 6.2 mm ausgehend
vergrößert wird, ist es erforderlich, das Überschußdrehmoment Tm von 2
kgfm zu senken, um die mittlere Zugkraft Tav auf 727.7 kgf zu drücken.
Wenn die Elementenseitenlänge LB auf bis zu 7.6 mm vergrößert wird, sinkt
das Überschußdrehmoment Tm auf 0 kgfm ab, wenn die mittlere Zugkraft
Tav auf 727.7 kgf gedrückt wird. Daher ist die scheinbare Seitenlänge LB
gleich 7.6 mm ein oberer Grenzwert, der durch die mittlere Zugkraft Tav
definiert ist.
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Somit wird die Hertz'sche Flächenpressung OH dann, wenn die scheinbare
Elementenseitenlänge LB gleich 7.6 mm ist, gemäß der folgenden Gleichung
(24) aus der Gleichung (20) auf der Basis der Hertz'schen Referenz-
Flächenpressung σH* dann, wenn die scheinbare Elementenseitenlänge LB
gleich 6.2 mm ist, gebildet.
-
σH = (6.2 ÷ 7.6)1/2 σH* = 0.9 σH* --- (24)
-
Die Gleichung (24) zeigt, daß die scheinbare Elementenseitenlänge LB gleich
7.6 mm der obere Grenzwert auf der Basis der mittleren Zugkraft Tav ist,
und die Hertz'sche Flächenpressung σH hierbei das 0.9-fache der
Hertz'schen Referenz-Flächenpressung OH dann beträgt, wenn die
Elementenseitenlänge LB gleich 6.2 mm beträgt.
-
Aus dem Vorstehenden wird der akzeptable Bereich der Hertz'schen
Flächenpressung σH unter Verwendung de Hertz'schen Referenz-
Flächenpressung σH* gemäß dem folgenden Ausdruck gebildet:
-
0.9 σH* < σH < 1.3 σH* --- (25)
-
Wenn der Ausdruck (25) unter Verwendung der Gleichungen (12), (21) und
(22) für die scheinbare Elementenseitenlänge LB geändert wird, gilt
-
19.5 sinα < LB < 40.0 sinα --- (26)
-
worin 19.5 sinα ein unterer Grenzwert für die scheinbare
Elementenseitenlänge LB gegen die Abnutzung ist, und 40.0 sinα ein oberer
Grenzwert für die scheinbare Elementenseitenlänge LB auf der Basis der
mittleren Zugkraft Tav ist.
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Gemäß dem Vorstehenden liegt in einem Bereich, in dem der
Keilnutneigungswinkel α zwischen einer stellbaren Grenze α gleich 4.57º
und einer Schlupfgrenze α gleich 9.64º, einer schräglinierten Fläche unter
einer Linie, die durch LB = 40.0 sinα definiert ist, und über einer Linie, die
durch LB gleich 19.5 sinα definiert ist, ein setzbarer Bereich der scheinbaren
Elementenseitenlänge LB, der, wie in Fig. 21 gezeigt, von dem
Keilnutneigungswinkel α abhängig ist.
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Obwohl die Ausführungen der vorliegenden Erfindung im Detail beschrieben
wurde versteht es sich, daß die vorliegende Erfindung nicht auf die oben
geschriebene Ausführung beschränkt ist und verschiedene konstruktive
Modifikationen erfolgen können, ohne vom Gegenstand der vorliegenden
Erfindung abzuweichen.
-
Beispielsweise wurde in der Ausführung das stufenlos verstellbare
Riemengetriebe für ein Fahrzeug dargestellt, wobei aber die vorliegende
Erfindung auch bei einem stufenlos verstellbarem Riemengetriebe
anwendbar ist, das für eine andere Anwendung dient, wie etwa eine
Werkzeugmaschine oder dergleichen. In der Ausführung ist eine
Anfahrkupplung 19 an der Abtriebswelle 7 vorgesehen, wobei aber auch
die Schaltkupplung an der Abtriebswelle 7 vorgesehen sein kann und die
Anfahrkupplung 19 an der Antriebswelle 6 vorgesehen sein kann.
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Zusammenfassend wird die Elementenseitenlänge L entsprechend dem
Keilnutneigungswinkels α der Riemenscheibe und der Hertz'schen
Flächenpressung σH zwischen dem Metallelement und der Riemenscheibe
bestimmt. Daher kann die Elementenseitenlänge L auf einen Minimalwert
gesetzt werden, um den Stellverhältnisbereich zu vergrößern, während eine
Zunahme der Hertz'schen Flächenpressung σH verhindert wird.
-
Ferner kann die Elementenseitenlänge L auf den Minimalwert gesetzt
werden, während verhindert wird, daß eine übermäßige Zugkraft auf den
Metallring einwirkt.
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Ein stufenlos verstellbares Metallkeilriemengetriebe, in dem die Länge einer
Seite eines Elements, das eine Keilfläche einer Riemenscheibe kontaktiert,
verkürzt wird, um einen Stellverhältnisbereich zu vergrößern. Wenn die
Elementenseitenlänge eines Metallelements mit L bezeichnet wird, der
Winkel der Keilfläche der Riemenscheibe mit α bezeichnet wird und die
Hertz'sche Flächenpressung zwischen der Riemenscheibe und dem
Metallelement mit σH bezeichnet wird, gilt die folgende Beziehung: L sin
σ/σH². Wenn die Hertz'sche Flächenpressung σH so gesetzt wird, daß sie
zwischen einem oberen Grenzwert, der durch die Abnutzungsbeständigkeit
des Metallelementes definiert ist, und einem unteren Grenzwert, der durch
die Grenzzugkraft eines Endlosriemens definiert ist, kann die
Elementenseitenlänge L verkleinert werden, indem der Winkel der Keilfläche
der Riemenscheibe verkleinert wird. Somit wird der Weg, durch den sich
das Metallelement radial der Riemenscheibe bewegen kann, vergrößert, um
den Stellverhältnisbereich zu vergrößern.