DE69802370T2 - Stufenloses Getriebe - Google Patents

Description

• Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein stufenlos veränderliches Getriebe nach dem Oberbegriff des Patentanspruches 1.
• Ein solches Getriebe ist allgemein bekannt bsp. aus der SAE technical paper series 881 734. Bei dem bekannten Getriebe wird mit der Einwirkung einer axialen Kraft der sogenannte Schubriemen zwischen einem Paar von leicht konischen Scheiben von zwei Riemenscheiben eingeklemmt, die mit einem Abstand voneinander angeordnet sind. Der Riemen und eine Scheibe ruhen gegeneinander an einer Berührungsfläche, die einen spitzen Winkel ausbildet, den Flankenwinkel oder Konuswinkel, in Bezug auf eine Orthogonale zu der Drehachse der Riemenscheibe. Die Klemmkraft der beiden Riemenscheiben ist derart bemessen, daß ein Gleichgewichtszustand bei einem feststehenden Übersetzungsverhältnis entsteht. Das Getriebe erfährt einen fortlaufenden veränderlichen Wechsel dieses Verhältnisses, d. h. eine stufenlose Schaltung, während sich die Klemmkraft in einer der beiden Riemenscheiben erhöht. Bei dem bekannten Getriebe setzt sich der Schubriemen aus wenigstens einer flexiblen Bandanordnung zusammen, die gewöhnlich aus Metallringen besteht und zur Aufnahme einer Zugkraft fähig ist, und aus Querelementen, die wenigstens größtenteils die Bandanordnung frei umgeben und den Riemen zur Übertragung einer Schubkraft befähigen. Das generell bekannte Getriebe ist gewöhnlich mit einem Flankenwinkel von 11 Grad oder 0.192 Radianten versehen.
• Eine Keilwirkung zwischen dem Riemen und der Riemenscheibe ist mit dem spitzen Flankenwinkel verknüpft. Um eine Schaltung des Getriebes während des Stillstandes zu ermöglichen, muß nach einer allgemein akzeptierten Regel der Tangens des Winkels der Berührungsfläche größer sein als der Reibungskoeffizient, sodaß der Riemen in radialer Richtung bewegt werden kann, also tan λ > u. Die Linie mit den Punkten, in welchen tan λ > u ist bekannt als die selbstverriegelnde Grenze. Nahe dieser selbstverriegelnden Grenze muß die axiale Kraft von einer der beiden Riemenscheiben eines Getriebes sehr viel größer sein als die axiale Kraft, die auf die andere Riemenscheibe wirkt, um eine Bewegung des Riemens oder eine Schaltung zu ermöglichen. Bei einer praktischen Anwendung eines Getriebes, insbesondere eines Fahrzeuggetriebes, kann die Kapazität des Kraftgenerators, der für diesen Zweck vorhanden ist, in diesem Fall nicht angemessen sein. Bei der Gestaltung eines stufenlos veränderlichen Getriebes bildet daher die selbstverriegelnde Grenze einen Testparameter in Bezug auf das Verhältnis zwischen dem Flankenwinkel und dem Reibungskoeffizienten in der radialen Richtung.
• Bei praktischen Tests wurde jedoch gefunden, daß Getriebe, die mit einem Schubriemen des vorbeschriebenen Typs versehen sind, ein unerwartetes Brechen des Riemens selbst dann erzeugen können, wenn der Flankenwinkel die Grenzeinstellung durch eine Selbstverriegelung einhält. Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist die Bereitstellung eines Getriebes mit einem Riemen des vorerwähnten Typs, bei welchem das Verhältnis zwischen dem Flankenwinkel und dem Reibungskoeffizienten derart ist, daß die Dauerhaftigkeit der Konstruktion beibehalten wird, in anderen Worten, daß ein Riemenbruch nicht stattfindet oder höchst unwahrscheinlich in einer kürzeren oder selbst längeren Zeit stattfindet. Gemäß der Erfindung wird ein solches Getriebe durch die Maßnahmen gemäß dem kennzeichnenden Teil des Patentanspruches 1 erhalten.
• Die vorliegende Erfindung basiert auf der Einsicht und dem Problem, daß herkömmliche Maßnahmen für die Gestaltung von guten Getrieben für den vorliegenden Riementyp nicht angemessen sind, also einen Riementyp, der anders als Riementypen wie bsp. Ketten oder gestreckte oder ungestreckte Gummiriemen dazu fähig ist, eine Schubkraft zu übertragen. Die Erfindung basiert auch auf der Einsicht, daß diese Schubkraft ein Teil der Ursache für das Auftreten des vorerwähnten Brechens ist. Insbesondere wurde realisiert, daß unter drehenden Bedingungen das vorerwähnte Brechen auftreten kann trotz einer Übereinstimmung mit dem selbstverriegelnden Test, was für sich bekannt ist. Die vorliegende Erfindung stellt daher eine zusätzliche Grenze für drehende Bedingungen auf, nämlich die Knick- bzw. Ausbeulgrenze. Unter drehenden Bedingungen muß gemäß der Einsicht, auf welcher die Erfindung basiert, eine tangentiale Komponente eines Reibungsvektors, der mit der tatsächlichen Reibung zwischen dem Riemen und der Riemenscheibe in Beziehung steht, unterschieden werden. Der absolute Wert dieses Vektors ergibt den effektiven dynamischen Reibungskoeffizienten u in der tangentialen Richtung. Der Reibungsvektor gemäß der Einsicht, auf welcher die Erfindung basiert, ist die Resultante eines sehr leichten Riemenschlupfes, der immer sowohl in der radialen wie auch in der tangentialen Richtung vorhanden ist. Der Schlupf in der tangentialen Richtung ist in diesem Fall bezogen auf die zu übertragende Kraft von einer Riemenscheibe auf die andere mittels des Schubriemens, während der Schlupf in der radialen Richtung bezogen ist auf die radiale Bewegung des Riemens, der bei einer Riemenscheibe stattfindet, wie bsp. in dem Fall von beliebigen Einstellungen, die bei der Getriebeübersetzung gemacht werden. Weiter ist in Übereinstimmung mit der Einsicht, auf welcher die Erfindung basiert, unter drehenden Bedingungen eines Getriebes, also von dessen Getriebeteil mit einer veränderlichen Drehzahl, die tangentiale Komponente des Reibungsvektors von einer größeren Ordnung als dessen radiale Komponente. Die Erfindung basiert darauf, daß die Amplitude der tangentialen Komponente des vorerwähnten Reibungsvektors entscheidend ist für die zuvor erwähnten Riemenbrüche und ist so entscheidend für die Ausbildung von guten Getrieben.
• Getriebe gemäß der vorliegenden Erfindung sind daher antworten worden unter Berücksichtigung der Richtung und der Amplitude der Reibungsprozesse, die zwischen dem Riemen und der Scheibe im Betrieb auftreten, und unter Berücksichtigung des spezifischen Verhaltens von Schubriemen, nämlich dem gleichzeitigen Auftreten von Schub- und Zugkräften.
• Gemäß einer weiteren Einsicht, auf welcher die Erfindung basiert, findet das vorerwähnte Brechens des Riemens tatsächlich statt als ein Ergebnis der Schubkraft, die größer wird als die Zugkraft in einem Abschnitt des Riemens, der zwischen den beiden Riemenscheiben verläuft. Obwohl die Querelemente, mittels welchen die Schubkraft übertragen wird, flach gegeneinander ruhen können, wo eine größere Anzahl von Querelementen aneinander anliegt, findet eine Instabilität statt und kann in einem Knicken bzw. Ausbeulen des Riemens oder in einem Auseinanderbersten resultieren, wenn die Zugkraft in den Bändern nicht angemessen ist. Es ist hier zu verstehen, daß die in dem Riemen zu erzeugende Schubkraft in Beziehung steht zu dem effektiven Reibungskoeffizienten in der tangentialen Richtung, wobei dieser Koeffizient von der tangentialen Komponente des Vektors abgeleitet ist, und daß die Zugkraft in den Bändern in Beziehung steht zu dem Flankenwinkel der Riemenscheiben, wobei der Flankenwinkel die radiale Komponente der Normalkraft bestimmt. Wo das Getriebe mit einem relativ großen Flankenwinkel ausgebildet ist, tritt eine relativ große Bandspannung auf und kann ein Riemenbruch stattfinden als ein Ergebnis einer Materialermüdung. Ein Riemenbruch als Folge des letzteren sollte gemäß der Erfindung verhindert werden durch eine Überdimensionierung des Riemens relativ zu der beabsichtigten Anwendung.
• Gemäß der Einsicht, auf welcher die Erfindung basiert, werden so die mit dem vorliegenden Riementyp maximal zu übertragende Kraft und die Dauerhaftigkeit des Getriebes durch das gewählte Verhältnis zwischen dem Flankenwinkel und dem effektiven Reibungskoeffizienten in der tangentialen Richtung unter drehenden Bedingungen bestimmt.
• Gemäß noch einer weiteren Einsicht, auf welcher die Erfindung basiert, dominiert dieses Übersetzungsverhältnis gegenüber weiteren Einflußfaktoren, wie bsp. dem Reibungskoeffizienten zwischen der Bandanordnung und den Querelementen eines Schubriemens, den im Betrieb auftretenden Zentrifugalkräften und dem Übersetzungsverhältnis des Getriebes zwischen den beiden Riemenscheiben einer Übersetzung des Riemens oder durch Auferlegung von Einschränkungen der Kraft, die zu übertragen ist.
• Gemäß der Einsicht, auf welcher die Erfindung basiert, sollte der als "Reibungskoeffizient" erwähnte Faktor, auf den im Stand der Technik Bezug genommen wird, bei der Selbstverriegelung eines stufenlos veränderlichen Getriebes so verstanden werden, daß er zu der radialen Komponente eines effektiven Reibungsvektors zugehörig ist. Der absolute Wert dieses Vektors stimmt unter einer statischen Bedingung überein mit dem allgemein bekannten statischen Reibungskoeffizienten.
• Die vorerwähnte selbstverriegelnde Grenze und die Formel dafür ist in SAE technical paper series 881 734 beschrieben, insbesondere auf Seite 7 am Beginn der zweiten Spalte. Die vorerwähnte selbstverriegelnde Grenze und die Formel dafür sind auch bekannt aus der Europäischen Patentanmeldung EP-A-0 798 492, in welcher in Bezug auf diese Grenze eine Erklärung für eine mögliche Konsequenz bei der Ausbildung hinsichtlich der Tatsache gegeben wird, daß der Reibungskoeffizient unter dynamischen Bedingungen niedriger ist als in dem statischen Zustand. Diese Veröffentlichung basiert auf einer generell anwendbaren Lehre und macht keine Unterscheidung auf der Basis des Unterschiedes zwischen einem Schubriemen und Getriebeelementen wie bsp. Ketten, die nur einer Zugbelastung unterworfen werden können. Im Gegensatz zu der Einsicht, auf welcher die vorliegende Erfindung basiert, lehrt die Veröffentlichung, daß die Werte für einen dynamischen Reibungskoeffizienten in der Formel für die selbstverriegelnde Grenze eingesetzt werden müssen.
• Aus der NASA Veröffentlichung NTIS 82299 "Design study of steel V-belt CVT for electric vehicles", insbesondere auf Seite 14, geht hervor, daß ein niedriger Reibungskoeffizient in einer Konstruktion kompensiert werden kann durch eine Erhöhung der Klemmkraft der Riemenscheiben und durch eine Verringerung des Konuswinkels. Diese Lehre stimmt überein und folgt aus der vorerwähnten tangentialen Beziehung zwischen dem Konuswinkel und dem Reibungskoeffizienten. Es ist aus diesem Dokument (Seite 40) auch bekannt, daß ein niedriger dynamischer Reibungskoeffizient von 0.06 in Kombination mit Konuswinkeln von 5.5 bis 6.5 Grad verwendet werden kann. Um jedoch den Wirkungsgrad des Getriebes zu verbessern, wird gemäß der Erfindung bevorzugt, höhere Reibungskoeffizienten als die gerade erwähnten Werte zu benutzen.
• In den SAE technical papers series 940 735 "A study of metal pushing V-belt type CVT", insbesondere im Teil 1 davon, ist neben anderen wichtigen Angaben auch eine detaillierte Abhandlung der Beziehung zwischen dem Reibungskoeffizienten und der Getriebeübersetzung zu finden. Diese Studie bezieht sich jedoch weder auf die Beziehung zwischen dem Konuswinkel und dem Reibungskoeffizienten, noch auf die Knick- bzw. Ausbeulgrenze eines Entwurfparameters für ein stufenlos veränderliches Getriebe.
• Bei bevorzugten Ausführungsformen des Getriebes gemäß der Erfindung ist die tangentiale Komponente des Reibungskoeffizienten größer als 0.06 und der Reibungskoeffizient ist gleich oder liegt möglichst nahe bei dem 0.7367 fachen Wert des Flankenwinkels in Radianten, und zwar auf jeden Fall innerhalb einer Toleranz von 10% davon. Dieses bevorzugte Übersetzungsverhältnis ergibt genügend Spielraum relativ zu dem Übersetzungswert, bei welchem in der Praxis ein Brechen des Riemens als Folge eines Knickens bzw. Ausbeulens stattfinden kann. Andererseits ist die Zugkraft in den Bändern genügend niedrig, um eine Ermüdung zu verhindern, und die höchstmögliche zulässige Kraft kann mit einem relativ hohen Wirkungsgrad übertragen werden.
• Die Erfindung wird nachfolgend in größerem Detail unter Bezugnahme auf eine Zeichnung beschrieben. In der Zeichnung ist
• Fig. 1 eine schematische Darstellung eines für sich bekannten Getriebes, auf welches sich die Erfindung bezieht;
• Fig. 2 ist eine Queransicht einer möglichen Ausführungsform eines Querelements für einen Antriebsriemen;
• Fig. 3 ist eine Queransicht einer anderen Ausführungsform eines Querelements für einen Antriebsriemen;
• Fig. 4a und 4b sind Längsansichten des Querelements der Fig. 3 mit geraden und geneigten Nuten gemäß dem Stand der Technik;
• Fig. 5 ist eine Schemadarstellung eines axialen und radialen Querschnitts eines Teils der Riemenscheibe, wo ein Gelenk zwischen zwei Scheiben verkeilt wird;
• Fig. 6 ist eine Darstellung der Verhältnisse zwischen dem Flankenwinkel, der entlang der x-Achse gezeigt ist, und dem Reibungskoeffizienten zwischen einem Riemen und einer Riemenscheibe, der entlang der y-Achse gezeigt ist, wobei diese Verhältnisse gemäß der Erfindung wichtig sind für einen guten Entwurf eines Getriebes;
• Fig. 7 ist ein Schaubild, bei welchem die gemäß der Erfindung geforderte Unterscheidung zwischen einer radialen und einer tangentialen Komponente eines effektiven Reibungskoeffizienten gezeigt ist, zusammen mit einem Vergleich eines Bereichs von Übersetzungsverhältnissen, die gemäß der Erfindung angegeben werden, mit den Übersetzungsverhältnissen, die vom Stand der Technik her bekannt sind.
• Fig. 1 zeigt schematisch die Getriebelemente eines stufenlos veränderlichen Getriebes, das für sich bekannt ist und sich bsp. für eine Verwendung in einem Kraftfahrzeug eignet. Das Getriebe besteht aus zwei Riemenscheiben 1, 2, von denen jede aus einem Paar von leicht konischen Riemenscheiben besteht, zwischen denen ein Antriebsriemen oder Riemen 3 eingepaßt ist. Die Scheibenpaare 1, 2 sind um eine Primärwelle P und eine Sekundärwell S herum angepaßt. Der Antriebsriemen 3 ist mit einer Abstützung 7 versehen, an welche die Querelemente 6 in solcher Art und Weise angepaßt sind, daß sie beweglich sind. Eine Ausführungsform eines solchen Querelements ist in Fig. 2 gezeigt. Das fragliche Querelement 6 ist mit einer Aussparung 13 zur Aufnahme einer Abstützung 7 versehen, die bsp. aus einem Bündel von flachen Metallringen bestehen kann. Die Oberseite der vorerwähnten Aussparung 13 kann mittels eines Verschlußstiftes 10 verschlossen werden, der in den Bohrungen 11 und 12 des Querelements 6 angeordnet werden kann. Eine andere Ausführungsform eines Querelements ist in Fig. 3 gezeigt. In diesem Fall enthält das fragliche Querelement 6 ein Paar von Aussparungen 14, in welche eine Abstützung 7 aufgenommen werden kann. Die Abstützung 7 ist generell von einem Bündel von Endloselementen gebildet, wie bsp. flachen flexiblen Metallbändern, die umeinander herum angeordnet sind. Bei beiden Ausführungsformen sind die Querelemente 6 mit konvergierenden Seitenflächen 8 versehen, die mit den betreffenden konischen Berührungsflächen 4 und 5 der Riemenscheiben 1 und 2 in Eingriff kommen können. Der Eingriff definiert eine imaginäre Berührungsfläche 17, die bei dem bekannten Getriebe mit einem Winkel λ von 11 Grad oder 0.192 Radianten in Bezug auf eine orthogonale Linie zu einer fraglichen Drehachse vorstellbar ist. Der zuletzt angegebene Winkel ist beschrieben als ein Flankenwinkel oder Konuswinkel. Als ein Ergebnis des bei dem Getriebe anwesenden Getriebeöls kann sich hier ein Ölfilm zwischen den Berührungsflächen 4 und 5 an einer Seite und den Seitenflächen an der anderen Seite ausbilden, womit als Ergebnis davon der Antriebsriemen 3 relativ zu den Riemenscheiben 1 und 2 ein Schlupf erfahren kann. Der Wirkungsgrad des Getriebes wird als Ergebnis davon reduziert und es kann ein übermäßiger Verschleiß stattfinden. Um dies zu verhindern haben die Seitenflächen 8 und/ oder die Berührungsflächen 4, 5 eine rauhe Struktur. Die Kombination der Rauheit der Oberflächen der Scheibe und der Gelenke und die Wahl des Typs des Getriebeöls erzeugen einen effektiven Reibungswinkel zwischen der Riemenscheibe und dem Riemen im drehenden Zustand.
• Die Fig. 4a und 4b zeigen die Querelemente 6, wobei die Seitenflächen 8 mit einer wechselseitig unterschiedlich profilierten Oberfläche versehen sind, bsp. in der Form von Nuten 15 zwischen Vorsprüngen in der Ausbildung von Stegen 16, die parallel zueinander verlaufen können oder in Bezug auf die Abstützung 7 geneigt sind.
• Fig. 5 zeigt schematisch die Kräfte, die auf die Kombination eines Riemens und einer Riemenscheibe einwirken. Die Normalkraft N wird in der Praxis ausgeübt durch eine Hydraulikdruck, der in einer Druckkammer erzeugt wird, deren Größe veränderlich ist und bei welcher eine Wand beweglich ist, und sie wird ausgebildet durch eine Scheibe einer Riemenscheibe. Die Druckkammer wird mittels einer Hydraulikpumpe beliefert. Der angelegte Druck resultiert in der Reaktionskraft N, die in Abhängigkeit von dem Kontaktwinkel λ aufgeteilt werden kann in eine axial ausgerichtete Kraft Nx und die radial nach außen ausgerichtete Kraft Ny. Die Summe der Normalkräfte, die zusammen auf alle Elemente einwirken, die mit einer Riemenscheibe in Berührung sind, kombiniert mit der tangentialen Komponente des effektiven Reibungskoeffizienten u während des Betriebs ist bestimmend für die Schubkraft, die durch den Riemen übertragen werden kann. Es muß hier auf die Riemenscheibe geachtet werden, bei welcher das Produkt u und die Summe der Normalkräfte an allen erfaßten Elementen am kleinsten ist. Dieser maximal mögliche Wert für die Schubkraft zwischen den Elementen kann als solcher manifestiert werden und zwar inter alia an dem Punkt zwischen den Elementen, wo die Abstützung in einem gestreckten Zustand ist. Der Radialkraft Ny wird durch den Riemen mittels einer Gegenkraft der Abstützung 7 entgegengewirkt, die in dem gemachten Bogen entwickelt wird, wobei sich die Gegenkraft ihrerseits in einer radial nach innen ausgerichteten Bandbelastung ausdrückt, die einer Kraft Fr pro Element entspricht, wie angegeben in Fig. 5. Wenn nun in einem der gestreckten Teile oder Abschnitte des Riemens die Schubkraft örtlich größer wird als die örtliche Zugkraft, dann drückt sich dies gemeinhin durch ein Brechen des Riemens in Übereinstimmung mit der Einsicht aus, auf welcher die Erfindung basiert. Die Intaktheit des Riemens während der Verwendung ergibt sich daher inter alia als eine Funktion des Flankenwinkels λ, kombiniert mit dem Reibungskoeffizienten u, wobei immer ein solcher Zustand vorliegt, daß die Axialkraft derart hoch sein muß, daß ein Schlupf in der tangentialen Richtung des Riemens relativ zu der Riemenscheibe verhindert wird, also mit anderen Worten virtuell abwesend ist.
• Gemäß der Erfindung kann unter drehenden Bedingungen eine radiale Verschiebung des Riemens relativ zu der Riemenscheibe und daher ein Schlupf in der radialen Richtung ebenfalls auftreten, aber dies ist immer sehr geringfügig in Relation zu der tangentialen Richtung. Als ein Beispiel kann davon ausgegangen werden, daß bei einer sehr niedrigen Riemengeschwindigkeit von 2 m pro Sekunde mit virtuell keinem Schlupf, bsp. von maximal 1% in der der tagentialen Richtung, ein Schlupf von 0.01 m pro Sekunde erzeugt wird. Eine sehr rasche Verschiebebewegung des Riemens bei maximal 4 Sekunden über eine maximalen Hub von 50 mm erzeugt einen Schlupf von 12,5 mm pro Sekunde, also von 0.00125 m pro Sekunde in der radialen Richtung. Dies bedeutet, daß der Schlupf in der radialen Richtung unter drehenden Bedingungen in der Größenordnung von wenigstens etwa einem Faktor 10 liegt - und in der Praxis liegt er in der Regel bei einem Faktor 100 - um welchen er niedriger ist als der Schlupf in der tangentialen Richtung. Trotzdem bilden die beiden Schlupfbewegungen Komponenten des tatsächlich auftretenden Schlupfes, dessen Größe und Ausrichtung abweicht von den vorerwähnten Komponenten. Dieser tatsächliche Schlupf wird von der effektiven Reibung begleitet und damit von einem tatsächlichen Reibungskoeffizienten. Seine Größe und seine Ausrichtung relativ zu der Riemenscheibe haben die Bedeutung, daß dieser Koeffizient als ein Vektor dargestellt werden kann. Wenn der tangentiale oder radiale Reibungskoeffizient utan oder urad nachfolgend erwähnt werden, wird damit deshalb der Reibungskoeffizient angegeben, der zu der tangentialen oder radialen Komponente des Reibungsvektors gehört, welcher in dem Fall einer tatsächlich auftretenden Reibung erfaßbar ist.
• Fig. 6 gibt für verschiedene Flankenwinkel λ und Koeffizienten utan das Verhältnis an, welches ein Getriebe gemäß der Erfindung zu erfüllen hat. Die Flankenwinkel λ sind entlang der x-Achse in Radianten angegeben, während der effektive Reibungswinkel utan unter drehenden Bedingungen entlang der y-Achse angegeben ist. Gemäß der Einsicht, auf welcher die Erfindung basiert, wird vorgezogen, daß dieser entlang der y-Achse gezeigte Koeffizient als "Drehmoment-Übertragungskoeffizient" angegeben wird. Die obere Linie Bc, entlang welcher das Verhältnis utan/λ 1.1 ist, bildet gemäß der Erfindung die Knick- bzw. Ausbeulgrenze, die für praktische Zwecke angewandt wird und die Verhältnisse zeigt, oberhalb von welchen eine reelle Chance für ein Knicken oder Ausbeulen des Riemens und damit für ein Brechen besteht. Ein solches Brechen wird möglicherweise eingeleitet durch Störungen, wie bsp. transversale Schwingungen. Auf der Basis der theoretischen Überlegungen kann erwartet werden, daß die theoretische Knick- bzw. Ausbeulgrenze, bei welcher die Schubkraft und die Zugkraft in dem Riemen gleich sind, durch eine Asymptote entlang der y-Achse gebildet wird. Der Unterschied zwischen einer solchen theoretischen Knick- bzw. Ausbeulgrenze und der gegenwärtigen praktischen Knick- bzw. Ausbeulgrenze Bc sollte vermutlich mit den winzig kleinen Unterschieden bei der Kraft erklärt werden, welche einen solchen Zustand des Gleichgewichts zerstören kann. Die Knick- bzw. Ausbeulgrenze Bc die gemäß der Erfindung in dieser Hinsicht bestimmt wird, wurde für eine Übereinstimmung mit einem Überschuß von etwa 3% ermittelt. In Fig. 6 zeigt die Linie L11 die Verhältnisse, durch welche gemäß einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung Getriebe mit einem sicheren Überschuß relativ zu Bc erreicht werden. Das bevorzugte Verhältnis L11 mit utan/ λ = 0.7367 hat für sich gesehen einen so großen Abstand von der Knick- bzw Ausbeulgrenze Bc, daß eine dauerhafte Intaktheit des Riemens 3 sowohl bei der Inbetriebnahme als auch während der aktuellen Laufzeit des Riemens erwartet werden kann. Andererseits wird ein genügender Abstand relativ zu dem Verhältnis entlang der Linie L9 erhalten, unterhalb von welcher die zu übertragende zulässige Kraft kleiner ist als das Optimum, mit anderen Worten kleiner als erreichbar. Entlang der Linie L9 beträgt das Verhältnis utan/ λ = 0.55, was übereinstimmt mit einem Sicherheitsüberschuß von etwa 17%.
• Der effektive Reibungskoeffizient utan in der tangentialen Richtung kann in dem Fall von Getrieben gemäß der Erfindung mittels der folgenden Formel angegeben werden:
• utan = T·COSλ/Na·2·R
• in welcher T gleich dem maximal übertragungsfähigen Drehmoment an der primären, also der Eingangswelle ist, wenn eine Axialkraft Na an dem sekundären Scheibenpaar eingestellt wird, und in welcher R den Radius des Bogens bildet, der von dem Riemen an dem primären Scheibenpaar ausgeführt wird, also den Radius, bei welchem die Querelemente miteinander in Berührung kommen. Die axiale Kraft kann aus dem Hydraulikdruck berechnet werden, der auf die Riemenscheiben ausgeübt wird, und der Abmessung der Druckfläche an der Riemenscheibe. Ein Teil der Axialkraft kann in der Praxis durch eine Feder ausgeübt werden. Diese Kraft kann berechnet werden. Der ausgeübte Druck wird in dem Getriebe durch eine Pumpe geliefert, die für den Zweck eingegliedert ist, und kann mittels eines Manometers bestimmt werden, das für diesen Zweck geeignet ist. Ein Teil der ausgeübten Kraft wird durch die Zentrifugalkraft des Öls verursacht. Diese Kraft kann berechnet werden. Das maximal übertragungsfähige Drehmoment bei dem vorliegenden Beispiel wird mittels einer Meßwelle für das Drehmoment gemessen. Die Messung kann entweder in einem Fahrzeug oder auf einem Prüfstand durchgeführt werden. In jedem Fall sollte die Messung bei dem am meisten beschleunigenden Übersetzungsverhältnis oder im Overdrive vorgenommen werden, wenn die Ausbildung des Getriebes derart ist, daß gemäß einer Einsicht, auf welcher die Erfindung basiert, nur ein geringer Abstand zu der Knick- bzw. Ausbeulgrenze Bc beibehalten wird. Die bewegliche Primärscheibe ist hier in der äußersten Position angeordnet, in welcher der Radius R ein Maximalwert ist. Die Messung wird in diesem Fall bei einer Drehzahl von 3.000 Umdrehungen pro Minute der Primärwelle durchgeführt. Falls erforderlich sollte die Messung bei einer Drehzahl durchgeführt werden, welche dieser Drehzahl am nächsten kommt. Die Öltemperatur sollte etwa 70 Grad betragen, während die Riemenscheibe und der Riemen und das Öl für jede Messung auf einen neuen Zustand gebracht werden sollten. Die Anwendung der vorerwähnten Messung erzeugt einen einfachen Weg für eine Bestimmung des effektiven Reibungskoeffizienten in der tangentialen Richtung.
• Fig. 7 ist ein sogenanntes Schaubild mit drei Quadranten, bei welchen in dem ersten Quadranten entlang der x-Achse der effektive Reibungskoeffizient utan in der tangentialen Richtung gegen die radiale Komponente urad des Reibungskoeffizienten entlang der y-Achse abgetragen ist. Der zweite Quadrant zeigt in Übereinstimmung mit Fig. 6 eine Aufzeichnung des Verhältnisses gemäß der Erfindung, wobei der Konuswinkel in Radianten entlang der y-Achse und der effektive Reibungskoeffizient utan in der tangentialen Richtung entlang der x-Achse abgetragen ist. Der vierte Quadrant ist eine Darstellung der aus dem Stand der Technik bekannten Verhältnisse zwischen dem Konuswinkel, der entlang der x-Achse in Radianten abgetragen ist, und dem effektiven Reibungskoeffizienten urad in der radialen Richtung entlang der y-Achse. Der dritte Quadrant zeigt gekrümmte Verbindungslinien, die verdeutlichen, daß die y-Achse des zweiten Quadranten und die x-Achse des vierten Quadranten gleich sind. Entlang der beiden Achsen ist der Konuswinkel λ in Radianten abgetragen. In Fig. 7 werden die folgenden Bezugnahmen verwendet:
• L1 = ustatic 0.17; bekannt aus EP-A-0 798 492.
• L2 = udynamic = 0.08; bekannt aus EP-A-0 798 492.
• L3 = udynamic = 0.06; bekannt aus NASA-Veröffentlichung NTIS 82299.
• L4 = Pstatic = 0.3; bekannt aus NASA-Veröffentlichung NTIS 82299.
• L5 = λ = 9.65º (± 0.16 rad); bekannt aus EP-A-0 798 492.
• L6 = λ = 4.57º (± 0.08rad); bekannt aus EP-A-0 798 492.
• L7 = u = 0.06; Grenzbedingungen für utan bei den bevorzugten Ausführungsformen gemäß der Erfindung.
• L8 = udynamic = 0.09; bekannt durch den Schubriemen der von Doorne's Transmissie b.v., der auf dem Markt erhältlich ist.
• L9 = utan/λ = 0.55; der niedrigste Grenzwert des Bereichs mit passenden Verhältnissen von utan und λ für gut wirksame Getriebeausbildungen gemäß der Erfindung.
• L10 = 0.19 rad; der höchste Grenzwert für λ bei den bevorzugten Ausführungsformen gemäß der Erfindung.
• Bc = die Knick- bzw. Ausbeulgrenze für maximal zulässige Verhältnisse zwischen utan und λ gemäß der Erfindung.
• BS = die selbstverriegelnde Grenze, bei welcher tan λ = uscat.
• A1 = der Bereich der möglichen Kombinationen von u und λ wie bekannt aus der EP-A-798 492, bestimmt durch BS, L6, die x-Achse und L5.
• A2 = der Bereich von möglichen Kombinationen zwischen utan und λ gemäß den bevorzugten Ausführungsformen von Getrieben gemäß der Erfindung, bestimmt durch Bc, L10, L9 und L7 und angeordnet innerhalb des Bereichs der Übersetzungsverhältnisse für Getriebe gemäß der Erfindung.
• P1 = der Punkt mit λ = 11º (± 0.192) und u = 0.09, der durch Getriebe bekannt wurde, die mit dem Schubriemen der von Doorne's Transmissie b.v. ausgerüstet waren.
• P2 = der Punkt mit λ = 6,5º (± 0.113 rad) und u = 0.06, bekannt aus der NASA- Veröffentlichung NTIS 82299.
• P3 = gleich wie bei P2 mit λ = 6.0º (± 0.105 rad).
• P4 = gleich wie bei P2 mit λ = 5.5º (± 0.096 rad).
• P5 = optimale Kombination gemäß der EP-A-0 798 492 mit λ = 8º (± 0.140 rad) und u = 0.08.
• V1 = ein Vektor, der in Übereinstimmung mit der Einsicht, auf welche die Erfindung basiert, einen effektiven Reibungskoeffizienten unter statischen Bedingungen darstellt.
• V2 = ein hypothetisch bestimmbarer Vektor für einen tatsächlichen Reibungskoeffizienten, der unter drehenden Bedingungen zwischen einer Riemenscheibe und einem Riemen vorherrscht.
• Der Vektor V2 ist hypothetisch, weil keine gemessenen Werte für die radiale Komponente urad des Vektors des Reibungskoeffizienten unter dynamischen Bedingungen bekannt sind. Die gemäß der Erfindung vorgeschriebenen Messungen erzeugen nur die effektive Komponente utan in der tangentialen Richtung. Ein realer Vektor für den effektiven Reibungskoeffizienten unter dynamischen Bedingungen kann deshalb nicht bestimmt werden. Ein sogenannter dynamischer Reibungskoeffizient ist tatsächlich bekannt aus der Patentveröffentlichung EP-A-0 798 492, jedoch ist er dabei nicht differenziert gemäß einer radialen und einer tangentialen Komponente. Der dynamische Reibungskoeffizient wird bei dieser Veröffentlichung außerdem in der Formel für die selbstverriegelnde Grenze benutzt, die in Übereinstimmung mit der Einsicht, auf welcher die vorliegende Erfindung basiert, wenigstens in dem Fall der Schubriemen nicht automatisch zu einer optimalen und gleichzeitig sicheren Ausführung des Riemens führt. Fig. 7 macht über die Darstellung auch klar, daß die bis jetzt gemeinhin vertretenen Ideen in Bezug auf den Reibungskoeffizienten, der als statisch oder als dynamisch zu unterscheiden ist, nicht vergleichbar sind mit dem effektiven Reibungskoeffizienten utan in der tangentialen Richtung gemäß der Erfindung oder mit dem Reibungskoeffizienten, der zu der tangentialen Komponente der tatsächlichen Reibung bei einem Reibungsfaktor gehört, der eine drehende Riemen-Riemenscheibe-Kombination darstellt.
• Der bekannte Wert des Reibungskoeffizienten utan, der in P1 in Fig. 7 dargestellt ist, ist für den vierten Quadranten gezeigt, weil er durch die von Doorne's Transmissie b.v. bestimmt wurde und deshalb nur den absoluten Term der tangentialen Komponente des Reibungsvektors enthält, wobei er daneben auch ohne irgendeine Notierung in Übereinstimmung mit der Einsicht, auf welcher die Erfindung basiert, und somit auch in Übereinstimmung mit dem dafür vorgeschriebenen Meßverfahren gemäß der Erfindung erhalten wurde. Der Punkt P1 zeigt auch, daß das beschriebene Meßverfahren dazu benutzt werden kann, die durch die Erfindung kenntlich gemachte Grenze Bc und den tangentialen effektiven Reibungskoeffizienten utan beizubehalten, der bei dem Verfahren gemessen wird. Die Darstellung der Fig. 7 gibt insbesondere für den Bereich A2 auch die realen Möglichkeiten für eine Verbesserung der Ausbildung des Schubriemens der Anmelderin wieder, der auf dem Markt erhältlich ist, um für kommerziell zu erhaltende Fahrzeuge erfolgreich zu sein.
• Die Erfindung ist nicht auf die vorstehende Beschreibung begrenzt, vielmehr bezieht sie sich auf alle Einzelheiten, die in den folgenden Ansprüchen beschrieben sind.

Claims (2)

1. Stufenlos veränderliches Getriebe, das mit einem Keilriemen (3) des Typs versehen ist, der eine endlose Abstützung (7) mit eingepaßten, frei beweglichen Querelementen (6) aufweist, und mit einem Riemenscheibenpaar mit konischen Riemenscheiben (1, 2), die miteinander durch Kontaktflächen (4, 5) zusammenwirken können, welche einen spitzen Konuswinkel (λ) in Bezug auf die orthogonale imaginäre Linie zu der Drehachse der Riemenscheibe bilden, wobei die Querelemente (6) des Riemens (3) Seitenflächen (8) haben, welche diese Riemenscheiben (1, 2) berühren, wobei der Riemen (3) durch diese Elemente (6) eine Klemmkraft (Nx) entlang der Achsrichtung der Drehung der Riemenscheibe von den Kontaktflächen (4, 5) ihrer Riemenscheiben (1, 2) aufnimmt, welche die Seitenflächen (8) des Riemens (3) berühren, und der Riemen die Kraft von einer Riemenscheibe zu der anderen durch ein Drehmoment bei jeder Riemenscheibe überträgt, wobei jedes Drehmoment von den betreffenden radialen Positionen des Riemens (3) bei der betreffenden Riemenscheibe abhängt und mit einer Schubkraft zwischen den frei beweglichen Querelementen zwischen den Riemenscheiben übertragen wird, wobei die Schubkraft zwischen den Riemenscheiben von der Reibung ausgeht, die auf den Riemen (3) durch eine Reibung der Riemenscheibe in der tangentialen Richtung ausgeübt wird, auf der Basis der achsialen Klemmkraft (Nx), die in den Kontaktflächen (4, 5) ausgeübt wird, wobei die Kraft auch in Gegenwart einer Zugkraft in dem endlosen Abstützteil (7) zur Abstützung der Querelemente übertragen wird und auf einer radialen Schubkraft basiert, die von der achsialen Klemmkraft über die Kontaktflächen (4, 5) ausgeht, welche einen spitzen Konuswinkel (λ) bilden, dadurch gekennzeichnet, daß die in dem Riemen (3) hervorgerufene Schubkraft niedriger eingestellt wird als die Zugkraft, die in dem Riemen (3) innerhalb des Getriebes geschaffen wird, durch die Vorkehrung, daß das Verhältnis zwischen dem Konuswinkel (λ) und dem Drehmomentübertragungskoeffizienten, der als der wirksame Reibungskoeffizient (u tan) in der tangentialen Richtung unter Drehbedingungen erkannt wird, von solcher Art ist, daß die Beziehung zwischen dem wirksamen Reibungskoeffizienten (u tan) und dem Konuswinkel (λ) gemessen in Einheitsradienten, die folgenden Bedingungen erfüllt, dargestellt durch die Formeln:

(a) (u tan) = (T·cosλ)/Nx·2·R)

(b) 0.663 &lambda; < u tan < 0,810 &lambda;

(C) u tan > 0.06

worin:

T = ein maximal übertragungsfähiges Drehmoment, welches bezüglich einer Primärachse wirksam ist, wenn

Nx = die vorbestimmte Klemmkraft in der achsialen Richtung, die zwischen einem Paar von sekundären Riemenscheiben wirksam ist, und

R = ein Radius eines Bogens, der durch den Riemen auf den Riemenscheiben eines Riemenscheibenpaares gebildet wird, wo Nx in dem am meisten beschleunigenden Zustand des Getriebes angesetzt wird, bei einer Drehzahl der Primärwelle von 3000 U/min oder, sollte die maximale Drehzahl der Primärwelle eines betreffenden Getriebes kleiner sein als 3000 U/min. bei der primären Drehzahl, die sich zu dieser Drehzahl von 3000 U/min am nächsten befindet.

2. Stufenlos veränderliches Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Flankenwinkel (&lambda;) kleiner als 0.19 Radianten ist.