DE69803960T2

DE69803960T2 - Stufenlos verstellbares Getriebe mit metallischem Gliederkeilriemen.

Info

Publication number: DE69803960T2
Application number: DE69803960T
Authority: DE
Inventors: Hiromufi Akagi; Shigeru Kanehara; Akihito Ohhashi; Kouhei Ohsono; Takamichi Shimada; Toru Yagasaki
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1997-08-04
Filing date: 1998-07-28
Publication date: 2002-06-27
Anticipated expiration: 2018-07-29
Also published as: JP3913849B2; EP0896171A3; EP0896171B1; JPH1151131A; DE69803960D1; US5931756A; EP0896171A2

Description

Hintergrund der Erfindung

1. Gebiet der Erfindung

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

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.
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

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:
tan&supmin;¹ ua < α < tan&supmin;¹ us,
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.
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.
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.
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

Fig. 1 ist eine Karte einer Längsschnittansicht eines stufenlos verstellbaren Riemengetriebes.
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 der Fig. 3.
Fig. 7 ist ein Prinzipdiagramm des stufenlos verstellbaren Riemengetriebes.
Fig. 8 ist eine Darstellung zur Erläuterung des Ausgleichs von Kräften, die auf einen Endlosriemen einwirken.
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 und dem übertragbaren Drehmoment darstellt.
Fig. 12 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen dem Stellverhältnis und der Übertragungseffizienz darstellt.
Fig. 13 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen dem Stellverhältnis und der Übertragungseffizienz darstellt.
Fig. 14 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen dem Neigungswinkel einer Keilnut und dem übertragbaren Drehmoment darstellt.
Fig. 15 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen dem Stellverhältnis und der Fehlausrichtung darstellt.
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.
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.
Fig. 18 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen der scheinbaren Länge der Seite des Elements und dem Gewicht des Elements darstellt.
Fig. 19 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen dem übertragbaren Drehmoment und der mittleren Zugkraft darstellt.
Fig. 20 ist eine Grafik, die die Beziehung zwischen der scheinbaren Länge der Seite des Elements und der mittleren Zugfestigkeit darstellt.
Fig. 21 ist eine Grafik, die den sitzbaren Bereich der scheinbaren Länge der Seite des Elements darstellt.

Detailbeschreibung der bevorzugten Ausführung

Zuerst wird die Struktur eines stufenlos verstellbaren Riemengetriebes im Bezug auf die Fig. 1-7 beschrieben.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
Fig. 8 ist eine Darstellung zur Erläuterung des Ausgleichs einer auf den Endlosriemen 21 wirkenden Kraft, wobei:
α: Keilnutneigungswinkel;
u: Reibkoeffizient zwischen der Riemenscheibe und dem Endlosriemen;
N: Vertikale Schleppkraft, die der Endlosriemen von der Riemenscheibe erhält;
F: Druckkraft, die es gestattet, daß der Endlosriemen durch seine Zugkraft gegen die Riemenscheibe gedrückt wird; und
Q: Durch Hydraulikdruck erzeugte axiale Schubkraft der Riemenscheibe
wobei jeweils N, F und Q ein Wert pro Einheitmittenwinkel der Riemenscheibe ist.
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.
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
Q = Ncosα + uNsinα --- (1)
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.
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:
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:
sinα - ucosα > 0 --- (4)
Somit wird
tanα > u --- (5)
aus Gleichung (4) erhalten.
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.
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:
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:
tanα > uα --- (7)
und zu diesem Zweck kann der Keilnutneigungswinkel α klein gemacht werden.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.

Claims

1, Stufenlos verstellbares Metallkeilriemen-Getriebe, 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 jeder Riemenscheibe in einen Bereich gesetzt ist von:

tan&supmin;¹ ua < α < tan&supmin;¹ us,

wobei us einen statischen Reibkoeffizienten zwischen jeder Riemenscheibe und dem Metallelement bezeichnet und ua einen dynamischen Reibkoeffizienten zwischen jeder Riemenscheibe und dem Metallelement bezeichnet,

worin eine Länge L in einer Seite des Metallelements gemäß dem Neigungswinkel α der Keilnut in jeder Riemenscheibe und einer Hertz'schen Flächenpressung σH zwischen dem Metallelement und jeder Riemenscheibe bestimmt ist.

2. Stufenlos verstellbares Metallkeilriemen-Getriebe nach Anspruch 1, worin die Hertz'sche Flächenpressung σH auf einen Wert gesetzt ist, der sicherstellt, daß eine Zugkraft des Metallrings gleich oder kleiner als ein vorbestimmter Wert ist und die Länge L der Seite des Metallelements gemäß dem Neigungswinkel α der Keilnut bestimmt ist.