WO2009132636A1 - Kegelscheibenumschlingungsgetriebe - Google Patents

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WO2009132636A1
WO2009132636A1 PCT/DE2009/000602 DE2009000602W WO2009132636A1 WO 2009132636 A1 WO2009132636 A1 WO 2009132636A1 DE 2009000602 W DE2009000602 W DE 2009000602W WO 2009132636 A1 WO2009132636 A1 WO 2009132636A1
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WO
WIPO (PCT)
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link chain
conical
slide rail
guide surface
belt transmission
Prior art date
Application number
PCT/DE2009/000602
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English (en)
French (fr)
Inventor
Wolfgang Gantner
Markus Baumann
Remi Leorat
Marcus Junig
Original Assignee
Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg filed Critical Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
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Priority to JP2011506572A priority patent/JP5474049B2/ja
Priority to DE112009000902T priority patent/DE112009000902A5/de
Priority to CN200980115908.4A priority patent/CN102027266B/zh
Publication of WO2009132636A1 publication Critical patent/WO2009132636A1/de

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H9/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members
    • F16H9/02—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion
    • F16H9/24—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion using chains or toothed belts, belts in the form of links; Chains or belts specially adapted to such gearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H7/00—Gearings for conveying rotary motion by endless flexible members
    • F16H7/18—Means for guiding or supporting belts, ropes, or chains

Definitions

  • the present invention relates to a conical-pulley belt drive having a drive-side and an output-side conical pulley pair each having an axially displaceable conical disk and an axially fixed conical pulley and a pulley chain arranged for torque transmission between the conical pulley pairs and one on a support pivotable and substantially perpendicular to an axial direction of the Holder displaceably guided slide rail, the sliding surfaces having first and second tongues, which form a lashing chain receiving receiving area.
  • Tapered belt transmission of the type described can be used for example in motor vehicles and are characterized by a smooth and uninterrupted traction transmission.
  • the lashing chain used in this case has plungers which protrude laterally beyond the side surfaces formed by the outer link plates of the link chain and transmit by frictional force between end faces of the plungers and the conical disk pairs of the example originating from an internal combustion engine output torque.
  • the strap chain used as a looping means in this case has a Switzerlandtrum and a Schubtrum, which can lead to transversal vibrations that can be distracting, since they tend to acoustic coupling into the body of the vehicle and acoustically after a corresponding structure-borne sound transmission in the interior of the vehicle be perceived.
  • these transversal oscillations also lead to an increase in the forces transmitted in the tensile strand or shear strand and can thereby contribute to a reduction in the service life of the link chain.
  • DE-A-17 17 255 already discloses a bevel gear transmission which has a slide rail which has first and second tongues having sliding surfaces which form a receiving region receiving the plate-link chain. If now the link chain runs into the receiving area of the known slide rail, a physical contact between the underside and / or upper side of the link chain with the sliding surfaces of the slide rail leads to transversal contact. can no longer form salschwingept within the receiving area and thus can no longer occur as acoustically disturbing and the life of the link chain influencing transverse oscillations.
  • This guide rail is guided on a holder of the known conical-disk transmission in such a way that it can pivot in response to a change in the ratio of the conical-pulley transmission on the holder and can be displaced largely perpendicular to an axial direction of the holder on the holder. It means in other words that the slide relative to a distance, the centers of two laterally adjacent conical disks connects, can shift at right angles, so the height of the slide can change over this imaginary route and the slide also on this bracket relative to Hait réelle can be pivoted, so can take different angular positions relative to this imaginary route.
  • the bracket of the link chain is arranged in the space between the two conical disk pairs and the known slide rail is supported so that they can exert the above-described two relative movements, and the link chain in its orbital movement with simultaneous translation change a movement transverse to the direction of the sliding surfaces of the can exercise both tongues. Since the respective translatable conical disk moves when the ratio is changed, it also moves relative to the slide rail guided on the holder.
  • the tongues of the slide rail have a corresponding curved design Cutouts that allow free movement of the conical disks relative to the slide rail.
  • the present invention is based on the object, the cone pulley belt transmission of the type described in such a way that the wear on the slide rail can be reduced.
  • the invention provides a conical-pulley belt drive having a drive-side and a driven-side conical pulley pair each having an axially displaceable conical disk and an axially fixed conical pulley and a pulley chain arranged for torque transmission between the conical pulley pairs and one pivotable on a support and largely perpendicular to an axial direction of the pulley Holder displaceably guided slide, the sliding surfaces having first and second tongues, which form a receiving the lashing chain receiving area, wherein the slide rail is arranged axially displaceable on the holder.
  • the slide rail when mounting the conical-pulley belt drive according to the invention, the slide rail is mounted with the sliding surfaces on the first and second tongues relative to the link chain, this sets up a contact surface area between the top and the bottom of the link chain and the respective sliding surfaces, the respective constructive Requirements can be selected accordingly and during the course of the plate link chain and a translational change taking place the conical disk wrapper according to the invention, the axial displacement of the link chain causes the slide according to the invention moves together with the axially displaced link chain and thus the selected coverage is maintained or overlap adjusts that at least largely maintained during the orbital movement of the link chain and thus the contact surface areas between the sliding surfaces of the slide rail and the top and Underside of the link chain remains largely the same and therefore the contact surface areas on the sliding surfaces are subject to the same surface pressure values even with a ratio change of the belt pulley and thus the contact forces between the link chain and the sliding surfaces are evenly distributed without local stress peaks distributed over the surface of the sliding surfaces. which lead to increased abrasion of the
  • the slide rail is designed to be displaceable by means of contact with the link chain.
  • the first and second tongue has a largely perpendicular to the sliding surface extending guide surface body which is designed to contact with the link chain such that the adjusting itself between the link chain and guide surface body contact force to an axial displacement of the slide leads to the bracket.
  • a guide surface formed on the guide surface body is formed complementary to an axial end face of the pressure pieces.
  • the pressure pieces on the plate-link chains usually have a complementary angle to the angle formed at the end faces.
  • the guide surface is formed in a cross section at an angle to the sliding surface. This ensures that the angle between the guide surface and the sliding surface at least substantially corresponds to the angle at the end face of the plungers and thus at least substantially the cone angle of the conical disks.
  • the guide surface body has a guide surface which is designed to be complementary to an axial end face of the link plates. So that the guide surface can come into contact with the outer surfaces of the outermost flaps of the link chain, the guide surface body is in the region of the pressure pieces with a recess Mistake.
  • guide surfaces may be provided on the guide surface body above, below and above and below the pressure pieces.
  • the guide surface is curved in the direction of the plate chain and a distance transversely to the direction between each other lying guide surfaces largely in the region of a middle of the longitudinal extension of the guide surface in the running direction is minimal.
  • the guide surfaces in the direction of the link chain can be curved at their respective ends to the outside and formed straight in the region of a center of the longitudinal extension of the guide surfaces. The distance transversely to the running direction between opposing guide surfaces is largely minimal in the region of a center of the longitudinal extension of the guide surfaces in the running direction.
  • the sliding surfaces have a width transverse to the running direction of the link chain, which is greater than the width of the link chain.
  • the link chain acts on the slide rail with an axial displacement of a respective cone pulley with force that the slide experiences a displacement together with the link chain such that the overlap of a contact surface of the link chain with a surface area smaller sliding surface is 100 percent of the contact surface of the link chain.
  • the sliding surfaces are formed on the slide rail inlet side and outlet side with a radius.
  • a slide can be provided in which the sliding surfaces of the tongues are formed differently large.
  • Such a configuration may be advantageous, for example, due to the opening cone angle of the respective cone pulley pairs on the tongue lying radially further outward, since this allows the sliding surface to be enlarged at this further radially outward tongue.
  • FIG. 1 shows a sectional view of a conical pulley wrap mechanism provided according to the invention
  • Fig. 2 is a schematic representation of different positions of the slide in translation changes of the transmission of Fig. 1;
  • FIG. 3 is a perspective view of a slide rail of the conical-disk drive transmission according to FIG. 1;
  • FIG. 4 is a bottom view of the slide rail of FIG. 3,
  • Fig. 5 is a view on the right side of the slide rail of Fig. 4.
  • Fig. 6 shows a section across a further embodiment of a sliding rail according to the invention in the region of their recording.
  • the embodiment variant of a conical-pulley transmission partially shown in FIG. 1 has a conical disk pair rotatably mounted on the drive shaft A, 1 and a pair of conical disks rotatably mounted on the output shaft B.
  • Each wheel pair has an axially displaceable, such as movable, disk part, such as Cone pulley, 1a and 2a and one axially fixed disc part, such as conical disk, 1b and 2b.
  • a belt 3 in the form of a plate chain is provided between the two disk pairs.
  • the disk pair 1 is axially clamped via an actuator 4, which is designed as a piston / cylinder unit.
  • the cone pulley pair 2 is similarly clamped axially against the chain 3 via an actuator 5, which is also designed as a piston / cylinder unit.
  • an actuator 5 which is also designed as a piston / cylinder unit.
  • a force accumulator 7 formed by a helical spring is provided which urges the axially movable disc part 2a in the direction of the axially fixed disc part 2b. If the chain 3 is located on the output side in the radially inner region of the disc pair 2, the tensioning force applied by the force accumulator 7 is greater than if the chain 3 is located in the larger diameter range of the disc pair 2.
  • the coil spring 7 is supported on the one hand directly on the axially movable disk part 2a and on the other hand on a Pressure chamber 6 delimiting pot-shaped and rigidly connected to the output shaft B component 8 from.
  • a further piston / cylinder unit 10, 11 is provided in each case, which serve to change the ratio of the transmission.
  • the pressure chambers 12, 13 of the piston / cylinder units 10, 11 can alternately be filled or emptied according to the required gear ratio with pressure medium.
  • the pressure chambers 12, 13 can be connected according to the requirements either with a pressure medium source, such as a pump, or with a drain line.
  • a pressure medium source such as a pump
  • a drain line In a ratio change so one of the pressure chambers 12, 13 is filled with pressure medium, that is, its volume increases, whereas the other pressure chamber 13, 12 at least partially emptied, so the volume is reduced.
  • This mutual pressurization or emptying of the pressure chambers 12, 13 can take place by means of a corresponding valve.
  • a torque sensor 14 is provided, which is based on a hydromechanical principle.
  • the torque sensor 14 transmits the introduced via a drive gear or drive pinion 15 torque on the pair of conical disks 1.
  • the drive gear 15 is mounted on the drive shaft A via a roller bearing 16 and is rotatably via a positive connection or a toothing 17 with the also axially on the drive gear 15th supporting cam 18 of the torque sensor 14 is connected.
  • the torque sensor 14 has the axially fixed cam 18 and an axially displaceable cam 19, each having ramps, between which expansion body in the form of balls 20 are provided.
  • the cam 19 is axially displaceable on the drive shaft A, but rotatably with respect to this.
  • the cam 19 has an axially facing away from the balls 20 radially outer portion 19a, which carries a toothing 19b, which cooperates with a counter toothing 21a of the drive shaft A both axially and circumferentially firmly connected component 21.
  • the toothing 19b and counter toothing 21a are in Reference to each other designed such that an axial displacement between the components 19 and 21 is possible.
  • the components of the torque sensor 14 define two pressure chambers 22, 23.
  • the pressure chamber 22 is bounded by a rigidly connected to the drive shaft A annular member 24 and by the cam 19 formed or supported areas or components 25, 26.
  • the annular member 24 is axially secured by means of a securing element with the shaft A, such as drive shaft. In this case, the element 24 may be rotatably connected to the shaft, for example via a toothing.
  • the annular pressure chamber 23 is arranged substantially radially outside of the annular pressure chamber 22, but axially offset from the latter.
  • the second pressure chamber 23 is also limited by the annular component 24 and by the sleeve-like component 21 firmly connected to the latter and furthermore by the annular component 25 fixedly connected to the cam plate 19 which is axially displaceable and acts like a piston.
  • the input shaft A carrying the torque sensor 14 and the cone pulley pair 1 is mounted in a housing 30 on the torque sensor side via a needle bearing 27 and on the side of the cone pulley pair 1 remote from the torque sensor 14 via a ball bearing 28 receiving the axial forces and a roller bearing 29 provided for the radial forces
  • the output shaft B receiving the driven pulley pair 2 is at its end adjacent to the actuators 5 and 11 via a double tapered roller bearing 31 which intercepts both radial forces and axial forces occurring in both axial directions and on the side of the pulley pair 2 facing away from the actuators 5, 11 Roller bearing 32 mounted in the housing 30.
  • the output shaft B carries at its end facing away from the actuators 5, 11, a bevel gear 33, which is e.g. is in operative connection with a differential.
  • a pump 34 is provided, which via a introduced in the drive shaft A central channel 35, which opens into at least one radial channel 36 with the Pressure chamber 22 of the torque sensor 14 is in communication.
  • the pump 34 is further connected via a connecting line 37 to the pressure chamber 6 of the piston / cylinder unit 5 on the second disc pair 2.
  • the connecting line 37 opens into a provided in the output shaft B see central channel 38, which in turn is connected via at least one radially extending channel 39 with the pressure chamber 6.
  • the pressure chamber 22 of the torque sensor 14 is connected via the relative to the section of FIG. 1 offset in the circumferential direction and therefore shown in dashed lines channel 40 with the pressure chamber 9 of the piston / cylinder unit 4.
  • the channel 40 is inserted into the annular component 24 connected to the shaft A.
  • a connection between the first pressure chamber 22 and the pressure chamber 9 is always present via the channel 40.
  • at least one outflow channel 41 is furthermore provided which communicates with the pressure chamber 22 or can be brought into connection and whose outflow cross section can be changed as a function of at least the transmitted torque.
  • the drainage channel 41 opens into a central bore 42 of the shaft A, which in turn can be connected to a conduit via which the oil flowing out of the torque sensor 14, e.g. for lubrication of components, can be directed to the appropriate place.
  • the closing region 26a thus forms in connection with the drainage channel 41 a valve or a throttle point.
  • the outlet opening or drainage channel 41 is correspondingly opened or closed via the disk 19 acting as a control piston, whereby a pressure corresponding to at least the instantaneous moment applied by the pump 34 at least in the Pressure chamber 22 is generated. Since the pressure chamber 22 with the pressure chamber 9 and via the channels or lines 35, 36, 37, 38 and 39 is also in communication with the pressure chamber 6, a corresponding pressure is generated in these chambers 9, 6.
  • the pressure chamber 13 is supplied with oil, via the duct 38 placed around the channel 48, which communicates via radially extending connecting channels 49 with the pressure chamber 13.
  • the channels 43 and 48 are supplied by a common pressure source with the interposition of at least one valve 50 via connecting lines 51, 52.
  • the pressure source 53 communicating with the valve 50 or the valve system 50 may be formed by a separate pump or else by the already existing pump 34, in which case a corresponding volume or pressure distribution system 54, which may comprise a plurality of valves, is required is. This alternative solution is shown in dotted lines.
  • the operatively connected in pressurization parallel to the pressure chamber 22 pressure chamber 23 is separated in the shown in the upper half of the representation of the conical disk pair 1 relative position of the individual components of a pressure medium supply, and that because the communicating with the pressure chamber 23 channels or Holes 55, 56, 57, 58, 59, 60 are not connected to a pressure medium source, in particular the pump 34 in connection. Due to the position of the axially displaceable disc 1a, the radial bore 60 is fully open, so that the space 23 is fully relieved of pressure. The axial force exerted by the torque sensor on the cams or cam disk 19 as a result of the torque to be transmitted is intercepted only via the pressure oil cushion which builds up in the pressure chamber 22. In this case, the pressure in the pressure chamber 22 is higher the higher the pressure to be transmitted torque. This pressure is, as already mentioned, controlled by the throttle valve effective areas 26 a and 41 drain hole.
  • the conical disk 1a is displaced to the right in the direction of the conical disk 1b. This causes the conical disk pair 2 that the conical disk 2a axially away from the axially fixed conical disk 2b.
  • the relative positions between the disks 1a, 1b and 2a, 2b are shown, which corresponds to the extreme position for a slow translation, whereas in the lower halves of these constellations the relative positions between the respective discs 1a, 1b and 2a, 2b are shown, which correspond to the other extreme position of the discs 1a, 1b and 2a, 2b relative to each other for a translation in quick.
  • the pressure chamber 12 is filled accordingly by appropriate control of the valve 50 and the pressure chamber 13 is correspondingly emptied or reduced in volume.
  • the axially displaceable conical disks 1a, 2a are rotatably coupled to their associated shaft A and B respectively via a connection 61, 62 by means of teeth.
  • the rotationally fixed connections 61, 62 formed by an internal toothing on the discs 1a, 2a and an external toothing on the shafts A and B allow an axial displacement of the discs 1a, 2a on the corresponding shaft A, B.
  • the dash-dotted lines in the upper half of the representation of the driving disc pair 1 position of the axially displaceable disc 1a and the chain 3 corresponds to the highest possible ratio of the transmission in the fast.
  • the dash-dotted line position of the chain 3 of the pulley set 1 is assigned the fully extended representation of the chain 3 of the pulley 2.
  • the dash-dotted lines in the lower half of the representation of the driven pulley set 2 position of the axially displaceable conical disk 2a and the chain 3 corresponds to the largest possible ratio of the transmission to the slow.
  • This position of the chain 3 is assigned in the upper half of the representation of the first pulley set 1 fully extended position shown the chain.
  • the discs have 1a, 2a radially inner centering portions 63, 64 and 65, 66, via which they are directly absorbed or centered on the corresponding shaft A and B respectively.
  • a shift of the disc 1a from the position shown in the upper half of the representation of the disc set 1 to the right is after a certain path of the channel 60 gradually closed with increasing axial travel of the disc 1a through the guide portion 64.
  • the illustrated torque sensor 14 practically enables a two-stage modulation of the pressure or the pressure level.
  • the two channels 59,60 are arranged in relation to each other and to the cooperating with these areas 63, 64 of the disc 1a such that the switching of the one pressure chamber 22 to both pressure chambers 22 and 23 and vice versa a transmission ratio of about 1: 1 of the cone pulley belt transmission.
  • the connecting channel 59 still has no connection to the pressure chamber 9.
  • compensating means are provided which allow a volume change of the pressure chamber 23 so that the torque sensor 14 can pump, which means in that the cylinder components and the piston components of the torque sensor 14 can move axially relative to each other.
  • these compensating means are by a Turgig.
  • Lip seal 67 is formed, which is received in a radial groove of the annular member 24 and cooperates with the inner cylindrical surface of the component 25 to seal the two pressure chambers 22, 23 with respect to each other.
  • the sealing ring 67 is designed and arranged such that it shuts off only in one axial direction or prevents pressure equalization between the two chambers 22 and 23, whereas in the other axial direction at least in the presence of a positive differential pressure between the pressure chamber 23 and the pressure chamber 22 a pressure equalization or flow through the sealing ring 67 is possible.
  • the sealing ring 67 thus acts similarly as a check valve, with a flow from the pressure chamber 22 into the pressure chamber 23 is prevented, however, a passage of the seal formed by the sealing ring 67 at a certain overpressure in the pressure chamber 23 relative to the pressure chamber 22 is possible.
  • non-return valve-like acting seal 67 could be provided between the two pressure chambers 22, 23 effective check valve, which would be installed in the annular member 24. It could then find an effective in both axial directions seal 67 use. Furthermore, such a check valve could also be arranged such that this between the two channels 35 and 58 effective. sam is. The check valve must be arranged such that a volume flow from the pressure chamber 23 in the direction of the pressure chamber 22 is possible in the reverse direction, however, the check valve blocks.
  • the illustrated transmission is designed such that the switching point, which causes a connection or a separation between the two pressure chambers 22, 23, in the range of a gear ratio of about 1: 1.
  • the switching point or the switching range can be displaced correspondingly within the
  • connection or separation between the two pressure chambers 22, 23 can also take place via a special valve provided for this purpose, which can be arranged in the region of a channel connecting the two pressure chambers 22, 23, said valve furthermore not being directly above the disk 1a or 2a must be operable, but eg from an external power source can be actuated.
  • a special valve provided for this purpose, which can be arranged in the region of a channel connecting the two pressure chambers 22, 23, said valve furthermore not being directly above the disk 1a or 2a must be operable, but eg from an external power source can be actuated.
  • an electromagnetically, hydraulically or pneumatically actuated valve use which can be switched depending on the transmission ratio or a ratio change of the transmission.
  • a so-called 3/2 valve can be used which effects a connection or disconnection between the two pressure chambers 22, 23.
  • pressure valves can also be used pressure valves.
  • a corresponding valve could be provided in the region of a line connecting the two channels 35 and 58, in which case the two channels 59 and 60 are closed or not present. The corresponding valve is connected in this way. tet or connected that at separate pressure chambers 22, 23 of the pressure chamber 23 is depressurized via the valve.
  • the valve may be connected to a line leading back into the oil sump.
  • this valve can also be actuated depending on other parameters.
  • this valve can also be actuated as a function of torque surges occurring in the drive.
  • slippage of the chain can be avoided or at least reduced, at least for certain operating states or transmission ranges of the bevel gear drive.
  • the torque sensor 14 is arranged on the drive side and the axially displaceable conical disk 1a adjacent.
  • the torque sensor 14 can be provided in the torque flow at any point and adapted accordingly.
  • Such a torque sensor may then - similar to the torque sensor 14 - be adjacent to the axially displaceable conical disk 2a.
  • several torque sensors are used. Thus, e.g. Both the drive side and the output side, a corresponding torque sensor can be arranged.
  • the torque sensor 14 with at least two pressure chambers 22, 23 can be combined with other known measures for torque-dependent and / or translation-dependent pressure modulation.
  • the rolling elements 20, as described in DE-OS 42 34 294, depending on a ratio change in the radial direction along the cooperating with these Abicalzrampen or Abisselzbahnen be displaced.
  • the pressure chamber 6 is connected to the torque sensor 14.
  • the outer pressure chamber 13 is supplied with the pressure supplied by the torque sensor 14, in which case the inner pressure chamber 6 is used for translation change.
  • the forming parts are largely made of sheet metal.
  • the cams 18 and 19 as a sheet metal part, for example by embossing, are produced.
  • FIG. 2 of the drawing shows different courses by means of dash-dotted representations of the link chain 101, which are set with changes in the ratio of the conical disk wrap transmission 100 according to FIG.
  • These translation changes are adjusted by axial adjustments of each axially displaceable conical disk 102 and 103, respectively.
  • These translation changes lead to a displacement of the slide rail 104 on the holder 105 in the direction of the arrow A and to a pivoting movement on the holder 105 in the direction of the arrow B.
  • the slide rail 104 has a receiving region 106 which is formed between two spaced tongues, namely a first tongue 107 and a second tongue 108.
  • FIG. 3 of the drawing now shows a perspective view of an embodiment of the slide rail 104th
  • the slide rail 104 has a U-shaped receiving portion 110, by means of which the slide rail 104 can be arranged on the holder 105 shown in FIG. 2 of the drawing in the form of a pipe section arranged between the conical disks 102 and 103 and that such that the explained in connection with FIG. 2 of the drawing mobility of the slide rail 104 is given relative to the bracket 105 and beyond the slide rail 104 can be displaced so relative to the bracket 105 that this led to the support 105 a relative movement of the Level of the drawing of FIG. 2 can perform out, that is arranged axially displaceable on the holder 105.
  • the slide rail 104 is now arranged axially displaceable with its receptacle 110 on the holder 105, that is to say on the holder 105 there are no fastening means with which the receptacle 110 of the slide rail 104 is axially fixed to the holder 105, but rather the displacement movement described above the link chain 101 transversely to its direction of rotation according to FIG. 2 leads to a movement of the link chain 101 in the receiving region 106 of the slide rail 104 according to the double arrow D according to FIG. 3.
  • the link chain 101 slides with its underside against the sliding surface 109 of the first tongue 107 and with its upper side against the sliding surface 109 of the second tongue 108.
  • this absorbs the tension of the link chain 101 in the receiving region 106, so that transverse loops of the link chain 101 are produced by the contact between the link chain and the sliding surfaces 109 of the lower tongue 107 and the upper Tongue 108 can be avoided.
  • the guide surface 112 is formed curved on the guide surface body 111.
  • the first tongue 107 is formed with respect to their areal extent smaller than the second tongue 108. This is due to the cone angle of the conical disks 102 and 103, since the first tongue 107 closer to the respective center of the arranged respective cone pulleys, as the second, outer tongue 108th
  • the respective guide surface 112 is formed at an angle to the sliding surface 109, said angle ⁇ largely corresponds to an angle formed on the end face of the pressure pieces of the link chain 101, not shown, so that when entering the plungers the link chain 101 in the receiving portion 106 of the slide rail 104 results in a gradual and gentle normal force structure between the plungers and the respective guide surface 112 until the slide rail 104 with its receptacle 110 on the bracket 105 performs an axial displacement movement and thus the movement of the link chain 101 in the direction of the double arrow D of FIG. 3, that is transverse to the direction of rotation of the link chain 101 follows.
  • the slide rail 104 also has a first tongue 107 and a second tongue 108.
  • a total of four guide surfaces 114 are formed, which touch the laterally outwardly facing surfaces of the link plates, not shown here.
  • a recess 115 is made in each of the two lateral guide surface bodies 111, which are formed so large that they receive the pressure pieces of the link plates, without the latter guiding the guide surfaces. body 111.
  • radii or undercuts may be provided for stress relief.
  • this consists of two halves.
  • the slide is, as can be seen at the central joints, divided in the longitudinal direction of the link chain.
  • the two parts which can be supplemented by other components, for example, consist of an injection-molded plastic and can be assembled by means of clip connections. Of course, other materials and connection methods can be used.
  • the sliding surfaces 109 on the lower tongue 107 and the upper tongue 108 are each provided on the inlet side and outlet side with a radius 113, which ensures that when entering the link chain 101 in the receiving area 106, a gentle emergence of the underside and upper side of the link chain 101 in the receiving area 106 between the two sliding surfaces 109 of the slide rail 104 is given.
  • the slide rail 104 follows the axial displacement movement of the link plate chain 101 when changing the gear ratio of the belt pulley 100, the contact surface between the bottom and top of the link chain 101 and the slide surfaces 109 on the slide rail 104 during the complete gear ratio change of the bevel belt transmission 100 consistent with the present invention.
  • the surface pressures between the upper side and the underside of the link chain 101 and the sliding surfaces 109 of the slide rail 104 do not substantially change during the gear ratio change, ie a uniform loading of the sliding surfaces is provided, thus eliminating the wear problem at the sliding surfaces described above has been.

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Abstract

Es ist eine Kegelscheibenumschlingungsgetriebe vorgesehen mit einem antriebsseitigen und einem abtriebsseitigen Kegelscheibenpaar mit jeweils einer axial verlagerbaren und einer axial feststehenden Kegelscheibe und einer zur Momentenübertragung zwischen den Kegelscheibenpaaren angeordneten, Druckstücke aufweisenden Laschenkette und einer an einer Halterung verschwenkbar und weitgehend rechtwinklig zu einer Axialrichtung der Halterung verlagerbar geführten Gleitschiene, die Gleitflächen aufweisende erste und zweite Zungen besitzt, die einen die Laschenkette aufnehmenden Aufnahmebereich ausbilden und die Gleitschiene an der Halterung axial verlagerbar angeordnet ist.

Description

Kegelscheibenumschlinqunqsqetriebe
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Kegelscheibenumschlingungsgetriebe mit einem an- triebseitigen und einem abtriebseitigen Kegelscheibenpaar mit jeweils einer axial verlagerbaren und einer axial feststehenden Kegelscheibe und einer zur Momentenübertragung zwischen den Kegelscheibenpaaren angeordneten, Druckstücke aufweisenden Laschenkette und einer an einer Halterung verschwenkbar und weitgehend rechtwinklig zu einer Axialrichtung der Halterung verlagerbar geführten Gleitschiene, die Gleitflächen aufweisende erste und zweite Zungen besitzt, die einen die Laschenkette aufnehmenden Aufnahmebereich ausbilden.
Kegelscheibenumschlingungsgetriebe der beschriebenen Art können beispielsweise in Kraftfahrzeugen eingesetzt werden und zeichnen sich durch eine ruckfreie und unterbrechungsfreie Zugkraftübertragung aus. Die dabei eingesetzte Laschenkette weist Druckstücke auf, die seitlich über die von außen liegenden Kettenlaschen der Laschenkette gebildeten Seitenflächen hervorragen und mittels Reibkraft zwischen Stirnflächen der Druckstücke und den Kegelscheibenpaaren das von beispielsweise einer Brennkraftmaschine stammende Abtriebsmoment übertragen.
Die als Umschlingungsmittel eingesetzte Laschenkette weist dabei ein Zugtrum und ein Schubtrum auf, bei dem es zu Transversalschwingungen kommen kann, die als störend empfunden werden können, da sie zur akustischen Einkopplung in die Karosserie des Fahrzeugs neigen und nach einer entsprechenden Körperschallübertragung im Innenraum des Fahrzeugs akustisch wahrgenommen werden. Zudem führen diese Transversalschwingungen auch zu einer Erhöhung der im Zugtrum oder Schubtrum übertragenen Kräfte und können dadurch zu einer Verringerung der Standzeit der Laschenketten beitragen.
Um nun dieses Problem zu lösen, ist anhand der DE 100 17 005 A1 bereits ein Kegelschei- benumschlingungsgetriebe bekannt geworden, welches eine Gleitschiene besitzt, die Gleitflächen aufweisende erste und zweite Zungen besitzt, die einen die Laschenkette aufnehmenden Aufnahmebereich ausbilden. Läuft nun die Laschenkette in den Aufnahmebereich der bekannten Gleitschiene ein, so führt ein körperlicher Kontakt zwischen der Unterseite und/oder Oberseite der Laschenkette mit den Gleitflächen der Gleitschiene dazu, dass sich Transver- salschwingungen innerhalb des Aufnahmebereichs nicht mehr ausbilden können und somit die als akustisch störenden und die Lebensdauer der Laschenkette beeinflussenden Transversalschwingungen nicht mehr auftreten können.
Diese Gleitschiene wird dabei an einer Halterung des bekannten Kegelscheibenumschlin- gungsgetriebes so geführt, dass sie sich in Reaktion auf eine Veränderung der Übersetzung des Kegelscheibenumschlingungsgetriebes an der Halterung geführt verschwenken kann und an der Halterung weitgehend rechtwinklig zu einer Axialrichtung der Halterung verlagert werden kann. Es bedeutet dies mit anderen Worten, dass sich die Gleitschiene relativ zu einer Strecke, die Mittelpunkte zweier seitlich benachbarter Kegelscheiben verbindet, rechtwinklig verlagern kann, also sich die Höhe der Gleitschiene über dieser gedachten Strecke verändern kann und die Gleitschiene auch an dieser Halterung relativ zur Haiterung verschwenkt werden kann, also unterschiedliche Winkelstellungen relativ zu dieser gedachten Strecke einnehmen kann.
Findet nun in dem Kegelscheibenumschlingungsgetriebe eine Übersetzungsveränderung statt, so kommt es zu einer axialen Verlagerung der jeweils axial verlagerbaren Kegelscheibe relativ zur axial fest stehenden Kegelscheibe. Mit dieser Verlagerung der beweglichen Kegelscheibe einhergehend findet eine relativ zu einer ein Kegelscheibenpaar verbindenden Welle axiale Verlagerung der Laschenkette statt. Es bedeutet dies mit anderen Worten, dass bei der Übersetzungsveränderung die umlaufende Laschenkette nicht nur eine umlaufbewegungsbe- dingte Relativbewegung zu den Gleitflächen der Zungen der Gleitschiene erfährt, sondern auch eine Bewegung quer zur Umlaufrichtung der Laschenkette.
Die Halterung der Laschenkette ist im Zwischenraum zwischen den beiden Kegelscheibenpaaren angeordnet und die bekannte Gleitschiene ist darauf so gehaltert, dass sie die vorstehend beschriebenen beiden Relativbewegungen ausüben kann, und die Laschenkette bei ihrer Umlaufbewegung mit gleichzeitig stattfindender Übersetzungsveränderung eine Bewegung quer zur Laufrichtung an den Gleitflächen der beiden Zungen ausüben kann. Da sich bei der Übersetzungsveränderung die jeweils verlagerbare Kegelscheibe bewegt, bewegt sich diese auch relativ zu der an der Halterung geführten Gleitschiene.
Um nun eine geometrische Kollision der verlagerbaren Kegelscheibe mit der Gleitschiene zu vermeiden, besitzen die Zungen der Gleitschiene entsprechende gekrümmt ausgebildete Ausschnitte, die eine freie Beweglichkeit der Kegelscheiben relativ zur Gleitschiene ermöglichen.
Diese Ausschnitte führen nun dazu, dass die für die Anbringung der Gleitflächen bereitstehenden Flächen in Laufrichtung der Laschenkette betrachtet nicht gleich bleibend sind und die Laschenkette bei ihrer Bewegung quer zu ihrer Umlaufrichtung und damit quer zur Gleitfläche Bereiche der Ausschnitte überstreift, die aufgrund der Ausschnitte nicht mehr mit einer Gleitfläche versehen sind.
In diesen Bereichen wird die Laschenkette von der Gleitschiene nicht mehr geführt und die sich zwischen der Oberseite und der Unterseite der Laschenkette und der jeweiligen noch in Kontakt damit befindlichen Gleitflächen einstellenden Normalkräfte müssen von diesen Gleitflächenbereichen aufgenommen werden. Diese Gleitflächenbereiche werden daher einer höheren Flächenpressung unterzogen, als Gleitflächenbereiche, bei denen es zu einem vollflächigen Aufliegen der Laschenkette an den Gleitflächen kommt. Eine Folge dieser erhöhten Flächenpressungen ist die Ausbildung eines erhöhten Abriebs dieser stärker belasteten Gleitflächenbereiche und damit ein erhöhter Verschleiß.
Ausgehend hiervon liegt der vorliegenden Erfindung nunmehr die Aufgabe zugrunde, das Kegelscheibenumschlingungsgetriebe der beschriebenen Art derart weiterzubilden, dass der Verschleiß an der Gleitschiene verringert werden kann.
Die Erfindung weist nunmehr zur Lösung dieser Aufgabe die im Anspruch 1 angegebenen Merkmale auf. Vorteilhafte Ausgestaltungen hiervon sind in den weiteren Ansprüchen beschrieben.
Die Erfindung schafft ein Kegelscheibenumschlingungsgetriebe mit einem antriebseitigen und einem abtriebseitigen Kegelscheibenpaar mit jeweils einer axial verlagerbaren und einer axial fest stehenden Kegelscheibe und einer zur Momentenübertragung zwischen den Kegelscheibenpaaren angeordneten, Druckstücke aufweisenden Laschenkette und einer an einer Halte- rung verschwenkbar und weitgehend rechtwinklig zu einer Axialrichtung der Halterung verlagerbar geführten Gleitschiene, die Gleitflächen aufweisende erste und zweite Zungen besitzt, die einen die Laschenkette aufnehmenden Aufnahmebereich ausbilden, wobei die Gleitschiene an der Halterung axial verlagerbar angeordnet ist. Durch diese nach der Erfindung vorgesehene axiale Verlagerbarkeit der Gleitschiene an der Halterung wird erreicht, dass sich die Gleitschiene mit der Bewegung der Laschenkette gemeinsam bewegen kann, also auch eine axiale Verlagerungsbewegung relativ zur Halterung ausüben kann und somit eine kettengeführte Gleitschiene vorliegt, was dazu führt, dass sich die Laschenkette bei ihrer Relativbewegung innerhalb des Aufnahmebereichs der Gleitschiene nicht mehr quer zu den Gleitflächen der Gleitschiene von diesen herunter bewegen kann und somit sich die Gleitflächen zusammen mit der Laschenkette in Richtung quer zur Halterung bewegen und damit ein Kontaktflächenbereich zwischen der Oberseite und der Unterseite der Laschenkette und den jeweiligen Gleitflächen an den ersten und zweiten Zungen erreicht werden kann, der bis zum vollflächigen Kontakt geht, also bis zu einer 100 %igen Überdeckung zwischen der Oberseite und der Unterseite der Laschenketten und den jeweiligen an den Zungen ausgebildeten Gleitflächen der Gleitschiene reicht.
Wird also bei der Montage des Kegelscheibenumschlingungsgetriebes nach der Erfindung die Gleitschiene mit den Gleitflächen an den ersten und zweiten Zungen relativ zur Laschenkette montiert, so stellt sich dabei ein Kontaktflächenbereich zwischen der Oberseite und der Unterseite der Laschenkette und den jeweiligen Gleitflächen ein, der den jeweiligen konstruktiven Anforderungen entsprechend ausgewählt werden kann und beim Lauf der Laschenkette und einer stattfindenden Übersetzungsveränderung des erfindungsgemäßen Kegelscheibenum- schlingungsgetriebes führt die axiale Verlagerung der Laschenkette dazu, dass sich die erfindungsgemäße Gleitschiene zusammen mit der axial verlagerten Laschenkette bewegt und somit die gewählte Überdeckung erhalten bleibt oder sich eine Überdeckung einstellt, die während der Umlaufbewegung der Laschenkette zumindest weitgehend erhalten bleibt und somit die Kontaktflächenbereiche zwischen den Gleitflächen der Gleitschiene und der Oberseite und Unterseite der Laschenkette weitgehend gleich bleibt und daher die Kontaktflächenbereiche an den Gleitflächen auch bei einer Übersetzungsveränderung des Kegelscheiben- umschlingungsgetriebes gleichen Flächenpressungswerten unterliegen und somit die Kontaktkräfte zwischen der Laschenkette und den Gleitflächen ausgeglichen verteilt vorliegen, ohne dass über die Fläche der Gleitflächen verteilt lokale Spannungsspitzen auftreten, die zum erhöhten Abrieb der Gleitflächen und damit zum erhöhten Verschleiß führen.
Die Erfindung sieht nun nach einer Weiterbildung vor, dass die Gleitschiene mittels Kontakt mit der Laschenkette verlagerbar ausgebildet ist. Es bedeutet dies mit anderen Worten, dass die axiale Verlagerungsbewegung der Laschenkette die Gleitschiene mitnimmt und es aufgrund dieser axialen Verlagerungsbewegung der Laschenkette zu einer axialen Verlagerungsbewegung der Gleitschiene an der Halterung und damit der Gleitflächen kommt. Nach einer Weiterbildung der Erfindung ist es vorgesehen, dass die erste und zweite Zunge einen sich weitgehend rechtwinklig zur Gleitfläche erstreckenden Führungsflächenkörper besitzt, der zum Kontakt mit der Laschenkette ausgebildet ist derart, dass die sich zwischen Laschenkette und Führungsflächenkörper einstellende Kontaktkraft zu einer axialen Verlagerung der Gleitschiene an der Halterung führt.
Erfährt nun die Laschenkette aufgrund einer Veränderung der Übersetzung des erfindungsgemäßen Kegelscheibenumschlingungsgetriebes eine axiale Verlagerung, so kommt die Laschenkette mit dem jeweiligen Führungsflächenkörper in Kontakt und verschiebt aufgrund dieses Kontaktes mit dem Führungsflächenkörper die Gleitschiene an der Halterung. Diese Verschiebungsbewegung führt dazu, dass sich die Laschenkette während dieser Verschiebungsbewegung weiterhin mit den Gleitflächen an den ersten und zweiten Zungen in Kontakt befindet.
Nach einer Weiterbildung der Erfindung ist es vorgesehen, dass eine am Führungsflächenkörper ausgebildete Führungsfläche komplementär zu einer axialen Stirnfläche der Druckstücke ausgebildet ist. Diese Ausbildung führt dazu, dass es wiederum zu einem zumindest weitgehend vollflächigen Kontakt mit der Stirnfläche der Druckstücke und der Führungsfläche am Führungsflächenkörper kommt und somit eine große zur Axialkraftübertragung von der Laschenkette zur Gleitschiene zur Verfügung stehende Fläche an der erfindungsgemäßen Gleitschiene bereitsteht.
Aufgrund der im Winkel ausgebildeten Kegelflächen der Kegelscheiben besitzen die Druckstücke an den Laschenketten üblicherweise einen komplementär zum Kegelwinkel ausgebildeten Winkel an den Stirnflächen. Nach einer Weiterbildung der Erfindung ist es nun vorgesehen, dass die Führungsfläche in einem Querschnitt in einem Winkel zur Gleitfläche ausgebildet ist. Damit wird erreicht, dass der Winkel zwischen der Führungsfläche und der Gleitfläche zumindest im Wesentlichen dem Winkel an der Stirnfläche der Druckstücke entspricht und damit zumindest weitgehend dem Kegelwinkel der Kegelscheiben.
Nach einer weiteren alternativen Ausbildung des erfindungsgemäßen Kegelscheibenum- schlingungsgetriebes weist der Führungsflächenkörper ausgebildete Führungsfläche auf, welche komplementär zu einer axialen Stirnfläche der Kettenlaschen ausgebildet ist. Damit die Führungsfläche mit den Außenflächen der äußersten Laschen der Laschenkette in Kontakt treten kann, ist der Führungsflächenkörper im Bereich der Druckstücke mit einer Ausnehmung versehen. Bei dieser Ausführungsform der Erfindung können oberhalb, unterhalb sowie ober- und unterhalb der Druckstücke Führungsflächen am Führungsflächenkörper vorgesehen sein.
Um nun ein sanftes Einlaufen und damit eine stoßimpulsfreie Kraftübertragung zwischen den Druckstücken und der Führungsfläche zu erreichen, ist es nach einer Weiterbildung der Erfindung vorgesehen, dass die Führungsfläche in Laufrichtung der Laschenkette gekrümmt ausgebildet ist und ein Abstand quer zur Laufrichtung zwischen einander gegenüber liegenden Führungsflächen weitgehend im Bereich einer Mitte der Längserstreckung der Führungsfläche in Laufrichtung minimal ist. Um das sanfte Einlaufen zu gewährleisten, können die Führungsflächen in Laufrichtung der Laschenkette an ihren jeweiligen Enden auch nach außen gekrümmt und im Bereich einer Mitte der Längserstreckung der Führungsflächen gerade ausgebildet sein. Der Abstand quer zur Laufrichtung zwischen einander gegenüberliegenden Führungsflächen ist dabei weitgehend im Bereich einer Mitte der Längserstreckung der Führungsflächen in Laufrichtung minimal.
Durch die in Laufrichtung der Laschenkette gekrümmte Ausbildung der Führungsfläche wird erreicht, dass es zu einem sanften Aufbau der Kontaktkraft zwischen den Stirnflächen der Druckstücke bzw. den Außenflächen der äußersten Kettenlaschen und der Führungsfläche beim Einlauf der Laschenkette in den Aufnahmebereich der Gleitschiene kommt und somit eine stoßimpulsartige Kraftübertragung zwischen den Stirnflächen der Druckstücke bzw. den Außenflächen der äußersten Kettenlaschen und der Führungsfläche vermieden wird. Sobald die so aufgebaute Axialkraft zwischen der Laschenkette und der Gleitschiene ausreichend groß ist, ein unvermeidbares Losbrechmoment zwischen der Gleitschiene und der Halterung zu überwinden, bewegt sich die Gleitschiene zusammen mit der axial verlagerten Laschenkette in Richtung quer zur Laufrichtung der Laschenkette. Dadurch, dass der Abstand quer zur Laufrichtung zwischen einander gegenüberliegenden Führungsflächen weitgehend im Bereich einer Mitte der Längserstreckung der Führungsfläche in Laufrichtung minimal ist, wird erreicht, dass die Führungsflächen drehrichtungsungebunden montiert werden können und somit eine einfache Fertigung aufgrund von Gleichteilfertigung erreicht wird.
Nach einer Weiterbildung der Erfindung ist vorgesehen, dass die Gleitflächen quer zur Laufrichtung der Laschenkette eine Breite aufweisen, die größer ist als die Breite der Laschenkette. Diese, nach einer Ausführungsform vorgesehene Ausbildung führt dazu, dass die Laschenkette mit ihrer Unterseite und Oberseite vollflächig an den Gleitflächen zur Anlage kommen kann. Durch die nach der Erfindung vorgesehene axiale Verlagerbarkeit der Gleitschiene an der Halterung wird erreicht, dass die Überdeckung der Kontaktflächen der Laschenkette und der Gleitflächen der Zungen bei einer Änderung der Übersetzung des Kegelscheibenumschlin- gungsgetriebes weitgehend gleich bleibt.
Nach einer modifizierten Ausführungsform gemäß der vorliegenden Erfindung ist es auch vorgesehen, dass die Laschenkette die Gleitschiene bei einer axialen Verlagerung einer jeweiligen Kegelscheibe so mit Kraft beaufschlagt, dass die Gleitschiene zusammen mit der Laschenkette eine Verlagerung erfährt derart, dass die Überdeckung einer Kontaktfläche der Laschenkette mit einer flächenmäßig kleineren Gleitfläche 100 Prozent der Kontaktfläche der Laschenkette beträgt.
Um nun ein sanftes Einlaufen der Laschenkette in den Aufnahmebereich der nach der Erfindung vorgesehenen Gleitschiene zu erreichen, ist es nach einer Weiterbildung vorgesehen, dass die Gleitflächen an der Gleitschiene einlaufseitig und auslaufseitig mit einem Radius ausgebildet sind.
Schließlich kann nach einer modifizierten Ausführungsform auch eine Gleitschiene vorgesehen sein, bei der die Gleitflächen der Zungen unterschiedlich groß ausgebildet sind. Eine solche Konfiguration kann beispielsweise aufgrund des sich öffnenden Kegelwinkels der jeweiligen Kegelscheibenpaare an der radial weiter außen liegenden Zunge von Vorteil sein, da damit die Gleitfläche an dieser weiter radial außen liegenden Zunge vergrößert werden kann.
Die Erfindung wird nunmehr im Folgenden anhand der Zeichnung näher erläutert. Diese zeigt in:
Fig. 1 eine Schnittdarstellung eines nach der Erfindung vorgesehenen Kegelscheibenum- schlingungsgetriebes;
Fig. 2 eine schematische Darstellung unterschiedlicher Stellungen der Gleitschiene bei Übersetzungsveränderungen des Getriebes nach Fig. 1;
Fig. 3 eine perspektivische Darstellung einer Gleitschiene des Kegelscheibenumschlin- gungsgetriebes nach Fig. 1; Fig. 4 eine Ansicht von unten auf die Gleitschiene nach Fig. 3,
Fig. 5 eine Ansicht auf die rechte Seite der Gleitschiene nach Fig. 4; und
Fig. 6 einen Schnitt quer durch eine weitere Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Gleitschiene im Bereich deren Aufnahme.
Die in der Fig. 1 teilweise dargestellte Ausführungsvariante eines Kegelscheibenumschlin- gungsgetriebes besitzt ein antriebsseitiges auf der Antriebswelle A drehfest angeordnetes Kegelscheibenpaar, 1 und ein auf der Abtriebswelle B drehfest angeordnetes Kegelscheibenpaar, 2. Jedes Scheibenpaar hat ein axial verlagerbares, wie bewegbares, Scheibenteil, wie Kegelscheibe, 1a und 2a und je ein axial festes Scheibenteil, wie Kegelscheibe, 1b und 2b. Zwischen den beiden Scheibenpaaren ist zur Drehmomentübertragung ein Umschlingungs- mittel 3 in der Form einer Laschenkette vorgesehen.
In der oberen Hälfte der jeweiligen Darstellung des entsprechenden Scheibenpaares 1, 2 ist jeweils die relative axiale Stellung zwischen den entsprechenden Scheibenteilen 1a, 1b bzw. 2a, 2b gezeigt, die der größten Übersetzung des Getriebes ins Langsame entspricht (under- drive), wohingegen in der unteren Hälfte dieser Darstellungen diejenige Relativposition zwischen den entsprechend zugeordneten Scheibenteilen 1a, 1b bzw. 2a, 2b gezeigt ist, die der größten Übersetzung ins Schnelle (overdrive) entspricht, dargestellt ist.
Das Scheibenpaar 1 ist über ein Stellglied 4, das als Kolben-/Zylindereinheit ausgebildet ist, axial verspannnbar. Das Kegelscheibenpaar 2 ist in ähnlicher Weise über ein Stellglied 5, das ebenfalls als Kolben-/Zylindereinheit ausgebildet ist, axial gegen die Kette 3 verspannbar. In dem Druckraum 6 der Kolben-/Zylindereinheit 5 ist ein durch eine Schraubenfeder gebildeter Kraftspeicher 7 vorgesehen, der das axial bewegbare Scheibenteil 2a in Richtung des axial festen Scheibenteils 2b drängt. Wenn sich die Kette 3 abtriebsseitig im radial inneren Bereich des Scheibenpaares 2 befindet, ist die von dem Kraftspeicher 7 aufgebrachte Verspannkraft größer als wenn sich die Kette 3 im größeren Durchmesserbereich des Scheibenpaares 2 befindet.
Das bedeutet also, dass mit zunehmender Übersetzung des Getriebes ins Schnelle die von dem Kraftspeicher 7 aufgebrachte Vorspannkraft zunimmt. Die Schraubenfeder 7 stützt sich einerseits unmittelbar am axial bewegbaren Scheibenteil 2a und andererseits an einem den Druckraum 6 begrenzenden topfförmigen und mit der Abtriebswelle B starr verbundenen Bauteil 8 ab.
Wirkungsmäßig parallel geschaltet zu den Kolben-/Zylindereinheiten 4, 5 ist jeweils eine weitere Kolben-/Zylindereinheit 10, 11 vorgesehen, die zur Übersetzungsänderung des Getriebes dienen. Die Druckkammern 12, 13 der Kolben-/Zylindereinheiten 10, 11 können wechselweise entsprechend dem geforderten Übersetzungsverhältnis mit Druckmittel befüllt oder entleert werden. Hierfür können die Druckkammern 12, 13 entsprechend den Erfordernissen entweder mit einer Druckmittelquelle, wie einer Pumpe, verbunden werden oder aber mit einer Ablassleitung. Bei einer Übersetzungsänderung wird also eine der Druckkammern 12, 13 mit Druckmittel befüllt, also deren Volumen vergrößert, wohingegen die andere Druckkammer 13, 12 zumindest teilweise entleert, also deren Volumen verkleinert wird. Diese wechselseitige Druckbeaufschlagung bzw. Entleerung der Druckkammern 12, 13 kann mittels eines entsprechenden Ventils erfolgen.
Bezüglich der Ausgestaltung und der Funktionsweise eines derartigen Ventils wird insbesondere auf den bereits erwähnten Stand der Technik verwiesen. So ist z.B. bei der DE-OS 40 36 683 hierfür ein als Vierkantenschieber ausgebildetes Ventil 36 vorgesehen, das mit einer als Pumpe ausgebildeten Druckmittelquelle 14 versorgt wird.
Zur Erzeugung eines zumindest momentabhängigen Druckes ist ein Drehmomentfühler 14 vorgesehen, der auf einem hydromechanischen Prinzip basiert. Der Drehmomentfühler 14 überträgt das über ein Antriebszahnrad oder Antriebsritzel 15 eingeleitete Drehmoment auf das Kegelscheibenpaar 1. Das Antriebszahnrad 15 ist über ein Wälzlager 16 auf der Antriebswelle A gelagert und ist über einen Formschluss bzw. eine Verzahnung 17 drehfest mit der sich auch axial am Antriebszahnrad 15 abstützenden Kurvenscheibe 18 des Drehmomentfühlers 14 verbunden. Der Momentenfühler 14 besitzt die axial feststehende Kurvenscheibe 18 und eine axial verlagerbare Kurvenscheibe 19, die jeweils Auflauframpen besitzen, zwischen denen Spreizkörper in Form von Kugeln 20 vorgesehen sind. Die Kurvenscheibe 19 ist auf der Antriebswelle A axial verlagerbar, jedoch gegenüber dieser drehfest.
Hierfür weist die Kurvenscheibe 19 einen axial von den Kugeln 20 weg weisenden radial äußeren Bereich 19a auf, der eine Verzahnung 19b trägt, die mit einer Gegenverzahnung 21a eines mit der Antriebswelle A sowohl axial als auch in Umfangsrichtung fest verbundenen Bauteils 21 zusammenwirkt. Die Verzahnung 19b und Gegenverzahnung 21a sind dabei in Bezug aufeinander derart ausgebildet, dass eine axiale Verlagerung zwischen den Bauteilen 19 und 21 möglich ist.
Die Bauteile des Drehmomentfühlers 14 begrenzen zwei Druckräume 22, 23. Der Druckraum 22 ist durch ein mit der Antriebswelle A starr verbundenes ringförmiges Bauteil 24 sowie durch von der Kurvenscheibe 19 gebildete bzw. getragene Bereiche bzw. Bauteile 25, 26 begrenzt. Das ringförmige Bauteil 24 ist dabei mittels eines Sicherungselementes mit der Welle A, wie Antriebswelle, axial gesichert. Dabei kann das Element 24 mit der Welle beispielsweise über eine Verzahnung drehfest verbunden sein. Der ringförmige Druckraum 23 ist praktisch radial außerhalb des ringförmigen Druckraumes 22, jedoch axial gegenüber letzterem versetzt angeordnet.
Begrenzt wird der zweite Druckraum 23 ebenfalls durch das ringförmige Bauteil 24 sowie durch das mit letzterem fest verbundenen hülsenartigen Bauteil 21 und weiterhin durch das mit der Kurvenscheibe 19 fest verbundene ringförmige Bauteil 25, das axial verlagerbar ist und kolbenähnlich wirkt.
Die den Drehmomentfühler 14 und das Kegelscheibenpaar 1 tragende Eingangswelle A ist drehmomentfühlerseitig über ein Nadellager 27 und auf der dem Momentenfühler 14 abgewandten Seite des Kegelscheibenpaares 1 über ein die axialen Kräfte aufnehmendes Kugellager 28 und ein für die radialen Kräfte vorgesehenes Rollenlager 29 in einem Gehäuse 30 gelagert. Die das Abtriebsscheibenpaar 2 aufnehmende Abtriebswelle B ist an ihrem den Stellgliedern 5 und 11 benachbarten Ende über ein Zweifachkegelrollenlager 31 , das sowohl Radialkräfte als auch die in beiden Axialrichtungen auftretenden Axialkräfte abfängt, und auf der den Stellgliedern 5,11 abgekehrten Seite des Scheibenpaares 2 über ein Rollenlager 32 im Gehäuse 30 gelagert. Die Abtriebswelle B trägt an ihrem den Stellgliedern 5, 11 abgewandten Ende ein Kegelzahnrad 33, das z.B. mit einem Differential in Wirkverbindung steht.
Zur Erzeugung des über den Drehmomentfühler 14 zumindest momentabhängig modulierten Druckes, der für die Verspannung des Kegelscheibenumschlingungsgetriebes erforderlich ist, ist eine Pumpe 34 vorgesehen, die über einen in der Antriebswelle A eingebrachten zentralen Kanal 35, der in wenigstens einen radialen Kanal 36 mündet, mit dem Druckraum 22 des Drehmomentfühlers 14 in Verbindung steht. Die Pumpe 34 ist weiterhin über eine Verbindungsleitung 37 mit der Druckkammer 6 der Kolben-/Zylindereinheit 5 am zweiten Scheibenpaar 2 verbunden. Die Verbindungsleitung 37 mündet in einen in der Abtriebswelle B vorge- sehenen zentralen Kanal 38, der wiederum über wenigstens einen radial verlaufenden Kanal 39 mit der Druckkammer 6 verbunden ist.
Der Druckraum 22 des Drehmomentfühlers 14 ist über den gegenüber dem Schnitt gemäß Fig. 1 in Umfangsrichtung versetzten und daher strichliert dargestellten Kanal 40 mit der Druckkammer 9 der Kolben-/Zylindereinheit 4 verbunden. Der Kanal 40 ist in das mit der Welle A verbundene ringförmige Bauteil 24 eingebracht. Über den Kanal 40 ist also stets eine Verbindung zwischen dem ersten Druckraum 22 und der Druckkammer 9 vorhanden. In der Antriebswelle A ist weiterhin wenigstens ein Abflusskanal 41 vorgesehen, der mit dem Druckraum 22 in Verbindung steht bzw. in Verbindung bringbar ist und dessen Abflussquerschnitt in Abhängigkeit zumindest des übertragenen Drehmomentes veränderbar ist.
Der Abflusskanal 41 mündet in eine zentrale Bohrung 42 der Welle A, die wiederum mit einer Leitung verbunden sein kann, über die das aus dem Drehmomentfühler 14 abfließende Öl, z.B. zur Schmierung von Bauteilen, an die entsprechende Stelle geleitet werden kann. Die axial bewegbaren Rampen - bzw. Kurvenscheibe 19, welche axial verschiebbar auf der Antriebswelle A gelagert ist, bildet mit dem inneren Bereich 26a einen mit dem Abflusskanal 41 zusammenwirkenden Schließbereich, der in Abhängigkeit zumindest des anstehenden Drehmomentes den Abflusskanal 41 mehr oder weniger verschließen kann. Der Schließbereich 26a bildet also in Verbindung mit dem Abflusskanal 41 ein Ventil bzw. eine Drosselstelle.
Zumindest in Abhängigkeit des zwischen den beiden Scheiben 18,19 anstehenden Drehmoments wird über die als Steuerkolben wirksame Scheibe 19 die Abflussöffnung bzw. der Abflusskanal 41 entsprechend geöffnet oder geschlossen, wodurch ein wenigstens dem anstehenden Moment entsprechender, durch die Pumpe 34 aufgebrachter Druck zumindest in dem Druckraum 22 erzeugt wird. Da der Druckraum 22 mit der Druckkammer 9 und über die Kanäle bzw. Leitungen 35, 36, 37, 38 und 39 auch mit der Druckkammer 6 in Verbindung steht, wird auch in diesen Kammern 9, 6 ein entsprechender Druck erzeugt.
Aufgrund der Parallelschaltung der Kolben-/Zylindereinheiten 4, 5 mit den Kolben-/Zylinder- einheiten 10, 11 werden die durch den vom Drehmomentfühler 14 gelieferten Druck auf die axial verlagerbaren Scheiben 1a, 2a erzeugten Kräfte hinzuaddiert zu den Kräften, welche auf diese Scheiben 1a, 2a einwirken infolge des in den Kammern 12, 13 vorhandenen Druckes für die Einstellung der Übersetzung des Getriebes. Die Versorgung mit Druckmittel der Druckkammer 12 erfolgt über einen in der Welle A vorgesehenen Kanal 43, der über eine radiale Bohrung 44 mit einer in die Welle A eingebrachten Ringnut 45 in Verbindung steht. Von der Ringnut 45 geht wenigstens ein in das ringförmige Bauteil 24 eingebrachter Kanal 46 aus, der eine Verbindung herstellt mit dem in das hülsen- förmige Bauteil 21 eingebrachten radialen Durchlass 47, der in die Druckkammer 12 mündet.
In ähnlicher Weise wird auch die Druckkammer 13 mit Öl versorgt, und zwar über den um den Kanal 38 gelegten Kanal 48, der über radial verlaufende Verbindungskanäle 49 mit der Druckkammer 13 kommuniziert. Die Kanäle 43 und 48 werden von einer gemeinsamen Druckquelle unter Zwischenschaltung wenigstens eines Ventils 50 über Verbindungsleitungen 51 , 52 versorgt. Die mit dem Ventil 50 bzw. dem Ventilsystem 50 in Verbindung stehende Druckquelle 53 kann durch eine separate Pumpe gebildet sein oder aber auch durch die bereits vorhandene Pumpe 34, wobei dann ein entsprechendes Volumen- bzw. Druckverteilungssystem 54, das mehrere Ventile umfassen kann, erforderlich ist. Diese Alternativlösung ist strichliert dargestellt.
Der bei Druckbeaufschlagung wirkungsmäßig parallel mit dem Druckraum 22 geschaltete Druckraum 23 ist in der in der oberen Hälfte der Darstellung des Kegelscheibenpaares 1 gezeigten relativen Lage der einzelnen Bauteile von einer Druckmittelversorgung getrennt, und zwar, weil die mit dem Druckraum 23 in Verbindung stehenden Kanäle bzw. Bohrungen 55, 56, 57, 58, 59, 60 nicht mit einer Druckmittelquelle, wie insbesondere der Pumpe 34, in Verbindung stehen. Aufgrund der Position der axial verlagerbaren Scheibe 1a ist die radiale Bohrung 60 voll geöffnet, so dass der Raum 23 druckmäßig voll entlastet ist. Die infolge des zu übertragenden Drehmomentes vom Drehmomentfühler auf die Nocken bzw. Kurvenscheibe 19 ausgeübte Axialkraft wird lediglich über das sich im Druckraum 22 aufbauende Drucköl- polster abgefangen. Dabei ist der im Druckraum 22 anstehende Druck umso höher je größer das zu übertragende Drehmoment ist. Dieser Druck wird, wie bereits erwähnt, über die als Drosselventil wirksamen Bereiche 26a und Abflussbohrung 41 gesteuert.
Bei einer Übersetzungsänderung ins Schnelle wird die Kegelscheibe 1a nach rechts in Richtung der Kegelscheibe 1b verlagert. Dies bewirkt am Kegelscheibenpaar 2, dass die Kegelscheibe 2a sich von der axial festen Kegelscheibe 2b axial entfernt. Wie bereits erwähnt, sind in den oberen Hälften der Darstellungen der Kegelscheibenpaare 1 , 2 die Relativstellungen zwischen den Scheiben 1a, 1b und 2a, 2b dargestellt, welche der Extremposition für eine Übersetzung ins Langsame entspricht, wohingegen in den unteren Hälften dieser Darstellun- gen die Relativpositionen zwischen den entsprechenden Scheiben 1a, 1b und 2a, 2b gezeigt sind, die der anderen Extremstellung der Scheiben 1a, 1b und 2a, 2b relativ zueinander für eine Übersetzung ins Schnelle entsprechen.
Um von dem in den oberen Hälften der Darstellungen der Kegelscheibenpaare 1, 2 gezeigten Übersetzungsverhältnis überzugehen in das in den entsprechenden unteren Hälften gezeigte Übersetzungsverhältnis wird durch entsprechende Steuerung des Ventils 50 die Druckkammer 12 entsprechend befüllt und die Druckkammer 13 entsprechend entleert bzw. im Volumen verringert.
Die axial verlagerbaren Kegelscheiben 1a, 2a sind mit der ihnen zugeordneten Welle A bzw. B jeweils über eine Verbindung 61 , 62 mittels Verzahnungen drehfest gekoppelt. Die durch eine Innenverzahnung an den Scheiben 1a, 2a und eine Außenverzahnung an den Wellen A und B gebildeten drehfesten Verbindungen 61, 62 ermöglichen eine axiale Verlagerung der Scheiben 1a, 2a auf der entsprechenden Welle A, B.
Die in der oberen Hälfte der Darstellung des antreibenden Scheibenpaares 1 strichpunktiert dargestellte Stellung der axial verlagerbaren Scheibe 1a und der Kette 3 entspricht der höchstmöglichen Übersetzung des Getriebes ins Schnelle. Der strichpunktiert dargestellten Position der Kette 3 des Scheibensatzes 1 ist die voll ausgezogene Darstellung der Kette 3 des Scheibensatzes 2 zugeordnet.
Die in der unteren Hälfte der Darstellung des getriebenen Scheibensatzes 2 strichpunktiert dargestellte Position der axial verlagerbaren Kegelscheibe 2a und der Kette 3 entspricht der größtmöglichen Übersetzung des Getriebes ins Langsame. Dieser Position der Kette 3 ist die in der oberen Hälfte der Darstellung des ersten Scheibensatzes 1 voll ausgezogen dargestellte Position der Kette zugeordnet.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel besitzen die Scheiben 1a, 2a radial innen Zentrierbereiche 63, 64 bzw. 65, 66, über die sie unmittelbar auf der entsprechenden Welle A bzw. B aufgenommen bzw. zentriert sind. Die praktisch spielfrei auf der Mantelfläche der Welle A aufgenommenen Führungsbereiche 63, 64 der axial verlagerbaren Scheibe 1a bilden in Verbindung mit den Kanälen 59, 60 Ventile, wobei die Scheibe 1a in Bezug auf die Kanäle 59, 60 praktisch als Ventilschieber dient. Bei einer Verlagerung der Scheibe 1a aus der in der oberen Hälfte der Darstellung des Scheibensatzes 1 gezeigten Position nach rechts, wird nach einer bestimmten Wegstrecke der Kanal 60 mit zunehmendem Axialweg der Scheibe 1a durch den Führungsbereich 64 allmählich verschlossen.
Das bedeutet also, dass der Führungsbereich 64 radial über dem Kanal 60 zu liegen kommt. In dieser Lage ist auch der Kanal 59 radial nach außen hin durch die Kegelscheibe 1a verschlossen, und zwar durch den Führungsbereich 63. Bei Fortsetzung der axialen Verlagerung der Scheibe 1a in Richtung der Scheibe 1b bleibt der Kanal 60 verschlossen, wohingegen die Scheibe 1a bzw. deren Steuer- bzw. Führungsbereich 63 den Kanal 59 allmählich öffnet. Dadurch wird über den Kanal 59 eine Verbindung zwischen der Druckkammer 9 der Zylinder- /Kolbeneinheit 4 und dem Kanal 58 hergestellt, wodurch wiederum über die Kanäle 57, 56 und 55 eine Verbindung zum Druckraum 23 hergestellt wird.
Da der Kanal 60 praktisch geschlossen ist und nun eine Verbindung zwischen der Druckkammer 9 und den beiden Druckräumen 22 und 23 vorhanden ist, stellt sich in den beiden Druckräumen 22, 23 und in der Druckkammer 9 und somit auch in der über den Kanal 35 und die Leitungen 37, 38 mit diesen wirkungsmäßig verbundenen Kammer 6 - abgesehen von den im Übertragungsweg eventuell vorhandenen geringen Verlusten - praktisch der gleiche Druck ein. Durch die übersetzungsabhängige Verbindung zwischen den beiden Druckräumen 22 und 23 ist die axial wirksame Fläche des im Drehmomentfühler 14 vorhandenen Druckmittelpolsters vergrößert worden, und zwar, weil die axial wirksamen Flächen der beiden Druckräume 22, 23 wirkungsmäßig sich addieren. Diese Vergrößerung der axial wirksamen Abstützfläche bewirkt, dass bezogen auf ein gleiches Drehmoment der vom Drehmomentfühler aufgebaute Druck praktisch proportional zur Flächenzunahme verringert ist, was wiederum bedeutet, dass auch in den Druckkammern 9 und 6 ein entsprechend reduzierter Druck anliegt. Es kann also mittels des Drehmomentfühlers 14 auch eine der drehmomentabhängigen Modulierung des Druckes überlagerte übersetzungsabhängige Modulierung des Druckes erzeugt werden.
Der dargestellte Drehmomentfühler 14 ermöglicht praktisch eine zweistufige Modulierung des Druckes bzw. des Druckniveaus.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind die beiden Kanäle 59,60 in Bezug zueinander und zu den mit diesen zusammenwirkenden Bereichen 63, 64 der Scheibe 1a derart angeordnet bzw. ausgebildet, dass die Umschaltung von dem einen Druckraum 22 auf beide Druckräume 22 und 23 und umgekehrt bei einem Übersetzungsverhältnis von ca. 1 :1 des Kegel- scheibenumschlingungsgetriebes erfolgt. Wie bereits angedeutet, kann jedoch eine derartige Umschaltung aufgrund der konstruktiven Ausführung nicht schlagartig erfolgen, so dass es einen Übergangsbereich gibt, bei dem der Abflusskanal 60 zwar bereits geschlossen ist, der Verbindungskanal 59 jedoch noch keine Verbindung mit der Druckkammer 9 aufweist. Um in diesem Übergangsbereich die Funktion des Getriebes bzw. des Drehmomentfühlers 14 zu gewährleisten, wofür eine axiale Verlagerungsmöglichkeit der Kurvenscheibe 19 sicherstellt sein muss, sind Ausgleichsmittel vorgesehen, die eine Volumenänderung des Druckraumes 23 ermöglichen, so dass der Drehmomentfühler 14 pumpen kann, was bedeutet, dass die Zylinderbauteile und die Kolbenbauteile des Drehmomentfühlers 14 axial zueinander sich bewegen können.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind diese Ausgleichsmittel durch eine Zungenbzw. Lippendichtung 67 gebildet, die in einer radialen Nut des ringförmigen Bauteils 24 aufgenommen ist und mit der inneren Zylinderfläche des Bauteils 25 zusammenwirkt, um die beiden Druckräume 22, 23 in Bezug aufeinander abzudichten. Der Dichtungsring 67 ist dabei derart ausgebildet und angeordnet, dass dieser nur in einer axialen Richtung absperrt bzw. einen Druckausgleich zwischen den beiden Kammern 22 und 23 verhindert, wohingegen in die andere axiale Richtung zumindest bei Vorhandensein eines positiven Differenzdruckes zwischen dem Druckraum 23 und dem Druckraum 22 ein Druckausgleich bzw. eine Durchströmung des Dichtringes 67 möglich ist. Der Dichtungsring 67 wirkt also ähnlich wie ein Rückschlagventil, wobei eine Strömung von dem Druckraum 22 in den Druckraum 23 verhindert wird, jedoch ein Durchströmen der durch den Dichtungsring 67 gebildeten Dichtungsstelle bei einem gewissen Überdruck im Druckraum 23 gegenüber dem Druckraum 22 möglich ist.
Bei einer Bewegung der Kurvenscheibe 19 nach rechts kann also Druckflüssigkeit vom verschlossenen Druckraum 23 in den Druckraum 22 fließen. Bei einer darauf folgenden Bewegung der Kurvenscheibe 19 nach links kann im Druckraum 23 zwar ein Unterdruck entstehen und sich gegebenenfalls gar Luftbläschen innerhalb des Öls bilden. Dies ist jedoch für die Funktion des Drehmomentfühlers bzw. des Kegelscheibenumschlingungsgetriebes nicht schädlich.
Anstatt der rückschlagventilähnlich wirkenden Dichtung 67 könnte auch ein zwischen den beiden Druckräumen 22, 23 wirksames Rückschlagventil vorgesehen werden, das in dem ringförmigen Bauteil 24 installiert wäre. Es könnte dann eine in beide axiale Richtungen wirksame Abdichtung 67 Verwendung finden. Weiterhin könnte ein derartiges Rückschlagventil auch derart angeordnet werden, dass dieses zwischen den beiden Kanälen 35 und 58 wirk- sam ist. Das Rückschlagventil muss dabei derart angeordnet sein, dass ein Volumenstrom von dem Druckraum 23 in Richtung des Druckraumes 22 möglich ist, in umgekehrter Richtung das Rückschlagventil jedoch sperrt.
Aus der vorausgegangenen Funktionsbeschreibung geht hervor, dass praktisch über den gesamten Teilbereich des Übersetzungsbereiches, in dem das Getriebe ins Langsame übersetzt (underdrive), die durch die an den Scheiben 18, 19 vorgesehenen Kugelrampen erzeugte Axialkraft lediglich durch die vom Druckraum 22 gebildete, axial wirksame Fläche abgestützt wird, wohingegen praktisch über den gesamten Teilbereich des Übersetzungsbereiches, in dem das Getriebe ins Schnelle übersetzt (overdrive), die durch die Kugelrampen auf die Scheibe 19 erzeugte Axialkraft durch beide axial wirksame Flächen der Druckräume 22, 23 abgefangen wird. Somit ist, bezogen auf ein gleiches Eingangsmoment, bei einer Übersetzung des Getriebes ins Langsame der vom Drehmomentfühler erzeugte Druck höher als derjenige, der vom Drehmomentfühler 14 erzeugt wird bei einer Übersetzung des Getriebes ins Schnelle. Wie bereits erwähnt, ist das dargestellte Getriebe derart ausgelegt, dass der Umschaltpunkt, der eine Verbindung oder eine Trennung zwischen den beiden Druckräumen 22, 23 bewirkt, im Bereich einer Getriebeübersetzung von ca. 1 :1 liegt. Durch entsprechende Anordnung und Ausgestaltung der Kanäle 59, 60 und der mit diesen zusammenwirkenden Bereiche 63,64 der Kegelscheibe 1a kann jedoch der Umschaltpunkt bzw. der Umschaltbereich innerhalb des Gesamtübersetzungsbereiches des Kegelscheibengetriebes entsprechend verlagert werden.
Die Verbindung bzw. Trennung zwischen den beiden Druckräumen 22, 23 kann auch über ein hierfür vorgesehenes spezielles Ventil erfolgen, das im Bereich eines die beiden Druckräume 22, 23 verbindenden Kanals angeordnet sein kann, wobei dieses Ventil darüber hinaus nicht unmittelbar über die Scheibe 1a oder 2a betätigbar sein muss, sondern z.B. von einer äußeren Energiequelle betätigbar sein kann. Hierfür kann z.B. ein elektromagnetisch, hydraulisch oder pneumatisch betätigbares Ventil Verwendung finden, das in Abhängigkeit des Übersetzungsverhältnisses bzw. einer Übersetzungsänderung des Getriebes schaltbar sein kann.
Es kann z.B. ein sogenanntes 3/2-Ventil Verwendung finden, das eine Verbindung oder Trennung zwischen den beiden Druckräumen 22, 23 bewirkt. Es können jedoch auch Druckventile Verwendung finden. Ein entsprechendes Ventil könnte im Bereich einer die beiden Kanäle 35 und 58 verbindenden Leitung vorgesehen werden, wobei dann die beiden Kanäle 59 und 60 verschlossen bzw. nicht vorhanden sind. Das entsprechende Ventil ist derart geschal- tet bzw. angeschlossen, dass bei getrennten Druckräumen 22, 23 der Druckraum 23 über das Ventil druckentlastet ist. Hierfür kann das Ventil mit einer in den Ölsumpf zurückführenden Leitung verbunden sein.
Bei Verwendung eines von außen steuerbaren Ventils kann dieses auch noch in Abhängigkeit anderer Parameter betätigbar sein. So kann dieses Ventil beispielsweise auch in Abhängigkeit von im Antrieb auftretenden Drehmomentstößen betätigbar sein. Dadurch kann beispielsweise ein Durchrutschen der Kette zumindest bei bestimmten Betriebszuständen bzw. Übersetzungsbereichen des Kegelscheibengetriebes vermieden bzw. wenigstens reduziert werden.
Bei der in Fig. 1 dargestellten Konstruktion ist der Drehmomentfühler 14 antriebsseitig und der axial verlagerbaren Kegelscheibe 1a benachbart angeordnet. Der Drehmomentfühler 14 kann jedoch im Drehmomentfluss an einer beliebigen Stelle vorgesehen und entsprechend adaptiert werden. So kann ein Drehmomentfühler 14, wie an sich bekannt, auch abtriebsseitig, z.B. auf der Abtriebswelle B, vorgesehen werden. Ein derartiger Drehmomentfühler kann dann - in ähnlicher Weise wie der Drehmomentfühler 14 - der axial verlagerbaren Kegelscheibe 2a benachbart sein. Auch können, wie an sich auch bekannt, mehrere Drehmomentfühler Verwendung finden. So kann z.B. sowohl antriebsseitig als auch abtriebsseitig ein entsprechender Drehmomentfühler angeordnet werden.
Auch kann der Drehmomentfühler 14 mit wenigstens zwei Druckräumen 22, 23 mit anderen an sich bekannten Maßnahmen zur drehmomentabhängigen und/oder übersetzungsabhängigen Druckmodulierung kombiniert werden. So könnten beispielsweise die Wälzkörper 20, ähnlich wie dies in der DE-OS 42 34 294 beschrieben ist, in Abhängigkeit einer Übersetzungsänderung in radialer Richtung entlang der mit diesen zusammenwirkenden Abwälzrampen bzw. Abwälzbahnen verlagerbar sein.
Bei der beschriebenen Ausführungsform gemäß Fig. 1 ist die Druckkammer 6 mit dem Drehmomentfühler 14 verbunden. Es kann jedoch auch die äußere Druckkammer 13 mit dem vom Drehmomentfühler 14 gelieferten Druck beaufschlagt werden, wobei dann die innere Druckkammer 6 zur Übersetzungsänderung dient. Hierfür ist es lediglich erforderlich, die Anschlüsse der beiden Leitungen 52 und 37 am zweiten Scheibensatz 2 alternieren bzw. gegenseitig auszutauschen. Bei der Ausführungsform des Drehmomentfühlers 14 gemäß Fig. 1 sind die bildenden Teile weitgehend aus Blech hergestellt. So können insbesondere die Kurvenscheiben 18 und 19 als Blechformteil, z.B. durch Prägen, hergestellt werden.
Fig. 2 der Zeichnung zeigt unterschiedliche Verläufe mittels strichpunktierter Darstellungen der Laschenkette 101, die sich bei Änderungen der Übersetzung des Kegelscheibenum- schlingungsgetriebes 100 nach Fig. 1 einstellen. Diese Übersetzungsveränderungen werden durch axiale Verstellungen der jeweils axial verlagerbaren Kegelscheibe 102 beziehungsweise 103 einstellen. Diese Übersetzungsveränderungen führen zu einer Verlagerung der Gleitschiene 104 an der Halterung 105 in Richtung des Pfeiles A und zu einer Verschwenkbewe- gung an der Halterung 105 in Richtung des Pfeiles B.
Die Gleitschiene 104 besitzt dabei einen Aufnahmebereich 106, der zwischen zwei beabstan- deten Zungen, nämlich einer ersten Zunge 107 und einer zweiten Zunge 108 ausgebildet ist.
An den beiden Zungen 107, 108 sind Gleitflächen 109 ausgebildet, an denen die Laschenkette 101 mit ihrer Oberseite und Unterseite gleiten kann, so dass Transversalschwingungen der Laschenkette 101, also Schwingungen quer zur Laufrichtung vermieden werden können.
Fig. 3 der Zeichnung nun zeigt eine perspektivische Ansicht einer Ausführungsform der Gleitschiene 104.
Wie es ohne weiteres ersichtlich ist, besitzt die Gleitschiene 104 einen U-förmigen Aufnahmebereich 110, mittels dem die Gleitschiene 104 an der in Fig. 2 der Zeichnung dargestellten Halterung 105 in Form eines zwischen den Kegelscheiben 102 und 103 angeordneten Rohrstücks angeordnet werden kann und zwar derart, dass die im Zusammenhang mit Fig. 2 der Zeichnung erläuterte Beweglichkeit der Gleitschiene 104 relativ zur Halterung 105 gegeben ist und darüber hinaus die Gleitschiene 104 auch so relativ zur Halterung 105 verlagert werden kann, dass diese an der Halterung 105 geführt eine Relativbewegung aus der Ebene der Zeichnung der Fig. 2 heraus durchführen kann, also an der Halterung 105 axial verlagerbar angeordnet ist.
Wird nämlich eine Übersetzungsveränderung mit dem Kegelscheibenumschlingungsgetriebe 100 durchgeführt, so führt dies zu einer axialen Verlagerungsbewegung der jeweils verlagerbaren Kegelscheibe 102 beziehungsweise 103 relativ zur jeweils feststehenden Kegelscheibe. Diese axiale Verlagerungsbewegung führt zu einer entsprechenden Verlagerungsbewegung der Laschenkette 101 aus der Zeichnungsebene der Fig. 2 der heraus beziehungsweise in diese hinein, also rechtwinklig zur Zeichnungsebene der Fig. 2.
Die Gleitschiene 104 nun ist mit ihrer Aufnahme 110 an der Halterung 105 axial verlagerbar angeordnet, das heißt an der Halterung 105 befinden sich keine Befestigungsmittel angeordnet, mit denen die Aufnahme 110 der Gleitschiene 104 axial an der Halterung 105 fixiert wird, sondern die vorstehend beschriebene Verlagerungsbewegung der Laschenkette 101 quer zu ihrer Umlaufrichtung nach Fig. 2 führt zu einer Bewegung der Laschenkette 101 im Aufnahmebereich 106 der Gleitschiene 104 gemäß dem Doppelpfeil D nach Fig. 3.
Bei ihrer Umlaufbewegung gleitet die Laschenkette 101 mit ihrer Unterseite an der Gleitfläche 109 der ersten Zunge 107 und mit ihrer Oberseite an der Gleitfläche 109 der zweiten Zunge 108.
Bei der in Fig. 2 der Zeichnung dargestellten Anordnung der Gleitschiene 104 nimmt diese das Zugtrum der Laschenkette 101 im Aufnahmebereich 106 auf, so dass Transversalschlin- gungen der Laschenkette 101 durch den Kontakt zwischen der Laschenkette und den Gleitflächen 109 der unteren Zunge 107 sowie der oberen Zunge 108 vermieden werden.
Kommt es nun aufgrund der Übersetzungsänderung des Kegelscheibenumschlingungsgetrie- bes 100 zu einer Verlagerungsbewegung der Laschenkette 101 in Richtung des Doppelpfeiles D nach Fig. 3, so gelangen nicht näher dargestellte Druckstücke der Laschenkette 101 mit jeweiligen, an der ersten Zunge beziehungsweise unteren Zunge 107 und der zweiten Zunge beziehungsweise oberen Zunge 108 jeweils ausgebildeten Führungsflächenkörpern 111 in Kontakt. Es bedeutet dies mit anderen Worten, dass die weitgehend rechtwinklig zu den ersten und zweiten Zungen ausgebildeten Führungsflächenkörper 111 Führungsflächen 112 aufweisen, an denen die Druckstücke der Laschenkette 101 zur Anlage kommen derart, dass zwischen den Druckstücken und den Führungsflächen 112 eine Axialkraft aufgebaut wird, die dafür sorgt, dass sich die Gleitschiene 104 mit ihrer Aufnahme 110 an der Halterung 105 in Richtung der Achse der Halterung 105 verlagert und somit bei dieser Axialbewegung in Richtung des Doppelpfeiles D nach Fig. 3 der Kontaktflächenbereich zwischen der Unterseite der Laschenkette 101 beziehungsweise der Oberseite der Laschenkette 101 mit den jeweiligen Gleitflächen 109 der unteren und oberen Zunge 107, 108 erhalten bleibt. Wie es anhand von Fig. 4 der Zeichnung ersichtlich ist, ist die Führungsfläche 112 am Führungsflächenkörper 111 gekrümmt ausgebildet. Es bedeutet dies mit anderen Worten, dass beim Einlaufen der Laschenkette 101 in den Aufnahmebereich 106 ein Kontakt zwischen den Stirnflächen der Druckstücke der Laschenkette 101 und den Führungsflächen 112 stattfindet, der weitgehend frei von einem Stoßimpuls ist und zu einem langsamen Aufbau einer Normalkraft zwischen den Druckstücken und den Führungsflächen führt solange, bis sich die Gleitschiene 104 mit ihrer Aufnahme 110 an der Halterung 105 axial gerichtet bewegt, also die Bewegung der Gleitschiene 104 in Richtung der Achse der Halterung 105 mit der entsprechenden Bewegung der Laschenkette 101 in Richtung der Achse dieser Halterung 105 übereinstimmt.
Wie es Fig. 4 der Zeichnung näher zeigt, ist die erste Zunge 107 bezüglich ihrer flächigen Erstreckung kleiner ausgebildet, als die zweite Zunge 108. Dies ergibt sich aufgrund des Kegelwinkels der Kegelscheiben 102 und 103, da die erste Zunge 107 näher am jeweiligen Mittelpunkt der jeweiligen Kegelscheiben angeordnet verläuft, als die zweite, außen liegende Zunge 108.
Wie es Fig. 5 der Zeichnung näher zeigt, ist die jeweilige Führungsfläche 112 im Winkel zur Gleitfläche 109 ausgebildet, wobei dieser Winkel α weitgehend einem an der Stirnfläche der nicht näher dargestellten Druckstücke der Laschenkette 101 ausgebildeten Winkel entspricht, so dass sich beim Einlaufen der Druckstücke der Laschenkette 101 in den Aufnahmebereich 106 der Gleitschiene 104 ein allmählicher und sanfter Normalkraftaufbau zwischen der Druckstücke und der jeweiligen Führungsfläche 112 ergibt, bis die Gleitschiene 104 mit ihrer Aufnahme 110 an der Halterung 105 eine axiale Verlagerungsbewegung ausführt und damit der Bewegung der Laschenkette 101 in Richtung des Doppelpfeiles D nach Fig. 3, also quer zur Umlaufrichtung der Laschenkette 101 folgt.
Fig. 6 zeigt eine Schnittdarstellung im Bereich der Aufnahme 110 quer durch die Gleitschiene 104. Wie in dem Ausführungsbeispiel nach den Fig. 3 bis 5 weist die Gleitschiene 104 eine ebenfalls erste Zunge 107 und eine zweite Zunge 108 auf. An den beidseitigen Führungsflächenkörpern 111 sind hier jedoch insgesamt vier Führungsflächen 114 ausgebildet, welche die seitlich nach außen weisenden Flächen der hier nicht dargestellten Kettenlaschen berühren. Zwischen den oberen und unteren Führungsflächen ist in jedem beiden seitlichen Führungsflächenkörper 111 eine Ausnehmung 115 eingebracht, welche so groß ausgebildet sind, dass sie die Druckstücke der Kettenlaschen aufnehmen, ohne dass diese die Führungsflä- chenkörper 111 berühren. In den Übergangsbereichen zwischen den Gleitflächen der Zungen 107 und 108 und den Führungsflächen 114 können Radien bzw. Freistiche zur Spannungsentlastung angebracht sein.
In den in den Fig. 3 bis 6 dargestellten Ausführungsbeispielen der erfindungsgemäßen Gleitschiene 104 besteht diese aus zwei Hälften. Die Gleitschiene ist dabei, wie an den mittigen Trennfugen zu erkennen ist, in Längserstreckungsrichtung der Laschenkette geteilt. Die beiden Teile, die durch weitere Bauteile ergänzt werden können, bestehen beispielsweise aus einem spritzgegossenen Kunststoff und können mittels Clipverbindungen zusammengesetzt werden. Selbstverständlich sind auch andere Materialien und Verbindungsmethoden einsetzbar.
Wie es darüber hinaus anhand von Fig. 3 der Zeichnung ersichtlich ist, sind die Gleitflächen 109 an der unteren Zunge 107 und der oberen Zunge 108 jeweils einlaufseitig und auslaufsei- tig mit einem Radius 113 versehen, der dafür sorgt, dass beim Einlaufen der Laschenkette 101 in den Aufnahmebereich 106 ein sanftes Auflaufen der Unterseite und Oberseite der Laschenkette 101 in den Aufnahmebereich 106 zwischen den beiden Gleitflächen 109 der Gleitschiene 104 gegeben ist.
Da die Gleitschiene 104 der axialen Verlagerungsbewegung der Laschenkette 101 bei der Änderung der Übersetzung des Kegelscheibenumschlingungsgetriebes 100 folgt, ist die Kontaktfläche zwischen der Unterseite und Oberseite der Laschenkette 101 und den Gleitflächen 109 an der Gleitschiene 104 während der vollständigen Übersetzungsänderung des Kegel- scheibenumschlingungsgetriebes 100 nach der vorliegenden Erfindung gleich bleibend. Dies führt dazu, dass sich die Flächenpressungen zwischen der Oberseite und der Unterseite der Laschenkette 101 und den Gleitflächen 109 der Gleitschiene 104 während der Übersetzungsänderung im Wesentlichen nicht ändern, also eine gleichmäßige Belastung der Gleitflächen gegeben ist und damit das eingangs geschilderte Verschleißproblem an den Gleitflächen beseitigt worden ist.
Hinsichtlich vorstehend im Einzelnen nicht näher erläuterter Merkmale der Erfindung wird im Übrigen ausdrücklich auf die Ansprüche und die Zeichnung verwiesen. Bezugszeichenliste
Kegelscheibenpaar
Kegelscheibenpaar a axial bewegbarer Scheibenteil b axial feststehender Scheibenteil
Umschlingungsmittel, Laschenkette
Stellglied
Kolben/Zylindereinheit
Druckraum
Kraftspeicher
Bauteil 0, 11 Kolben/Zylindereinheit 2, 13 Druckkammern 4 Druckmittelquelle 4 Drehmomentfühler 5 Antriebszahnrad 6 Wälzlager 7 Absatz 8 Kurvenscheibe 9 Kurvenscheibe 9a äußerer Bereich 9b Verzahnung 0 Kugeln 1 Bauteil 1a Gegenverzahnung 2, 23 Druckraum 4 Bauteil 5, 26 Bauteil 7 Nadellager 8 Kugellager 0 Gehäuse 1 Zweifachkegelrollenlager 2 Rollenlager Kegelzahnrad
Pumpe
Kanal
Kanal
Verbindungsleitung
Kanal
Kanal
Kanal
Abflusskanal
Bohrung
Kanal
Bohrung
Ringnut
Kanal
Kanal
Ventil
Verbindungsleitung
Verbindungsleitung
Druckquelle
Druckverteilungssystem
Bohrung
Bohrung
Bohrung
Bohrung
Bohrung
Bohrung , 62 Verbindungen , 64, 65, 66 Zentrierbereiche
Lippendichtung 0 Kegelscheibenumschlingungsgetriebe1 Laschenkette 2 Kegelscheibe 3 Kegelscheibe 4 Gleitschiene 5 Halterung 6 Aufnahmebereich 107 erste Zunge
108 zweite Zunge
109 Gleitfläche
110 Aufnahme
111 Führungsflächenkörper
112 Führungsfläche
113 Radius
114 Führungsfläche
115 Ausnehmung
A Pfeil
B Doppelpfeil
D Doppelpfeil

Claims

Patentansprüche
1. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) mit einem antriebsseitigen und einem ab- triebsseitigen Kegelscheibenpaar (1, 2) mit jeweils einer axial verlagerbaren und einer axial feststehenden Kegelscheibe (102, 103) und einer zur Momentenübertragung zwischen den Kegelscheibenpaaren (1 , 2) angeordneten, Druckstücke aufweisenden Laschenkette (101) und einer an einer Halterung (105) verschwenkbar und weitgehend rechtwinklig zu einer Axialrichtung der Halterung (105) verlagerbar geführten Gleitschiene (104), die Gleitflächen (109) aufweisende erste und zweite Zungen (107, 108) besitzt, die einen die Laschenkette (101) aufnehmenden Aufnahmebereich (106) ausbilden, dadurch gekennzeichnet, dass die Gleitschiene (104) an der Halterung (105) axial verlagerbar angeordnet ist.
2. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Gleitschiene (104) mittels Kontakt mit der Laschenkette (101) verlagerbar ausgebildet ist.
3. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die erste und zweite Zunge (107, 108) einen sich weitgehend rechtwinklig zur Gleitfläche (109) erstreckenden Führungsflächenkörper (111 ) besitzt, der zum Kontakt mit der Laschenkette (101) ausgebildet ist derart, dass die sich zwischen Laschenkette (101) und Führungsflächenkörper (111) einstellende Kontaktkraft zu einer axialen Verlagerung der Gleitschiene (104) an der Halterung (105) führt.
4. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass eine am Führungsflächenkörper (111) ausgebildete Führungsfläche (112) komplementär zu einer axialen Stirnfläche der Druckstücke ausgebildet ist.
5. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Führungsfläche (112) in einem Querschnitt in einem Winkel zur Gleitfläche (109) ausgebildet ist.
6. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass eine am Führungsflächenkörper (111) ausgebildete Führungsfläche (114) komplementär zu einer axialen Stirnfläche der Kettenlaschen ausgebildet ist und wobei die Führungsfläche (114) im Bereich der Druckstücke mit einer Ausnehmung (115) versehen ist.
7. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass zwei am Führungsflächenkörper (111) ausgebildete Führungsflächen (114) komplementär zu einer axialen Stirnfläche der Kettenlaschen ausgebildet sind.
8. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach einem der Ansprüche 4 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Führungsfläche (112) in Laufrichtung der Laschenkette (101) gekrümmt ausgebildet ist und ein Abstand quer zur Laufrichtung zwischen einander gegenüberliegenden Führungsflächen (112) weitgehend im Bereich einer Mitte der Längserstreckung der Führungsflächen (112) in Laufrichtung minimal ist.
9. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach einem der Ansprüche 4 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Führungsfläche (112) in Laufrichtung der Laschenkette (101) an ihren jeweiligen Enden nach außen gekrümmt und im Bereich einer Mitte der Längserstreckung der Führungsflächen (112) gerade ausgebildet ist und ein Abstand quer zur Laufrichtung zwischen einander gegenüberliegenden Führungsflächen (112) weitgehend im Bereich einer Mitte der Längserstreckung der Führungsflächen (112) in Laufrichtung minimal ist.
10. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Gleitflächen (109) quer zur Laufrichtung der Laschenkette (101) eine Breite aufweisen, die größer ist als die Breite der Laschenkette (101).
11. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Überdeckung der Kontaktflächen der Laschenkette (101) und der Gleitflächen (109) der Zungen (107, 108) bei einer Änderung der Übersetzung des Kegelscheibenumschlingungsgetriebes (100) weitgehend gleich bleibt.
12. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Laschenkette (101) die Gleitschiene (104) bei einer axialen Verlagerung einer jeweiligen Kegelscheibe (102, 103) so mit Kraft beaufschlagt, dass die Gleitschiene (104) zusammen mit der Laschenkette (101) eine Verlagerung erfährt derart, dass die Überdeckung einer Kontaktfläche der Laschenkette (101) mit einer flächenmäßig kleinerer Gleitfläche (109) weitgehend 100 Prozent der Kontaktfläche der Laschenkette (101) beträgt.
13. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Gleitflächen (109) einlaufseitig und auslaufseitig mit einem Radius (113) ausgebildet sind.
14. Kegelscheibenumschlingungsgetriebe (100) nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Gleitflächen (109) der Zungen (107, 108) unterschiedlich groß ausgebildet sind.
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