专利名称：无级变速装置的利记博彩app
技术领域：
本发明涉及一种如权利要求1的前序所述的无级变速装置。这种类型的变速装置是公知的，并且用于在变速装置的主带轮和副带轮之间传递机械能，对于变速装置的传动比在一定范围中连续变化是可能的，其中一对转速以所述传动比传递。众所周知，传动带夹在各个带轮的两个带轮盘之间，带轮盘基本为截头圆锥体或者圆锥形的形状；在本发明中，变速装置的传动比被定义为副带轮上的传动带的有效径向位置和主带轮上的传动带的有效径向位置之间的比率，所述位置还可以分别称为副运行半径和主运行半径。为了能够使这些运行半径改变，并且因此使传动比改变，每个带轮的至少一个带轮盘被设置成使得它可以沿着轴向方向运动。
背景技术：
通过实例，从欧洲专利申请EP-A-1,218,654可获知，在确定可在带轮之间通过带轮和传动带之间的摩擦力传递的转矩中，两个轴向定向的力代表至关重要的因素，其中传动带利用所述两个轴向定向的力被夹紧在带轮的带轮盘之间，两个轴向定向的力下文分别称为主夹紧力和副夹紧力，而这些夹紧力之间的比率在确定传动比中是至关重要的因素。应当注意，对于每个带轮传递所提供的转矩需要的最小夹紧力可以近似地由下面的等式计算Kp=Tp*cos(λ)2*μT*Rp---(1)]]>
在该等式中，Kp是为了使提供给该主带轮的主转矩Tp被传递，即事实上在传动带和相应的带轮盘之间沿着切线或圆周方向没有任何滑动，由主带轮的带轮盘施加在传动带上的最小夹紧力，其中带轮盘上在该带轮盘和传动带之间的有效接触点的位置处的切线与径向方向形成接触角λ，所述接触点与带轮的旋转中心的径向距离为Rp，该距离对应于所述主运行半径，传动带和带轮盘之间的有效摩擦系数μT沿着该切线方向发挥主要作用(prevailing)。
所需的最小副夹紧力Ks可以用相对应的方式根据副转矩Ts和副运行半径Rs计算出。然而，由于分别忽略了可能的损失，转矩和运行半径之间的比率Tp/Rp和Ts/Rs对于两个带轮必然相等，因此所需的最小副夹紧力等于所需的所述最小主夹紧力。
然而在实际中，主夹紧力和副夹紧力之间的比率必须明显大于或小于1，以使得能够实现限定的适合的传动比，为了简短起见，所述比率称为夹紧力比率。对于变速装置的平衡状态即恒定的传动比所需的夹紧力比率下文称为平衡夹紧力比率，此处表示为KpKs比率。对于已知的变速装置，平衡夹紧力比率在不同的传动比中具有不同的值，该平衡夹紧力比率至少在数值上最小的传动比即超速传动(overdrive)中通常大于1，并且至少在数值上最大的传动比即减速传动(low)中小于1。为了简短起见，变速装置的传动比和相联系的对于恒定传动比的平衡夹紧力比率之间的关系下文称为KpKs曲线。在变速装置的不平衡状态中，其中传动比下降或升高，所需的夹紧力比率相对于所述平衡夹紧力比率分别升高或降低，实际达到的夹紧力比率偏离平衡夹紧力比率的程度在确定传动比改变的速度中是至关重要的因素，其中所述实际达到的夹紧力比率此处称为FpFs比率。
因此在变速装置的平衡状态中，主夹紧力和副夹紧力的较低的输出必须至少等于转矩传递所需的最小水平，而夹紧力的较高的一个然后通过平衡夹紧力比率即KpKs比率给出。如果KpKs比率偏离1，由此，至少一个夹紧力将采用比所述所需的最小水平高的水平，以实现平衡状态。
应当注意，夹紧力借助于适合的、公知的致动装置而实现，该装置通常作用在带轮的可轴向移动的盘上，该装置例如液压作用的活塞/气缸装置或电驱动的螺纹轴。对于每个带轮的夹紧力在夹在相应带轮盘之间的传动带的部分的长度上作用在传动带上。在根据本发明的限定中，对于每个带轮，所述长度被量化为由传动带的相应的被夹紧的部分所闭合的角度，并且被称为主带角度和副带角度。在这种情况中，主带角度和副带角度的和当然等于2π，即对于每个带轮，由传动带描绘的圆的弧总是一起形成完整的圆。
另外，在公知的变速装置中，至少对于其中一个带轮，式所述需要的最小夹紧力增加，和/或乘以一个安全因子，该安全因子限定最后需要的和实际施加的夹紧力。这种性能的增加的效果是确保任何来自等式(1)的参数中的不准确或者例如所提供的转矩的过快的增加不会造成压带(push belt)和带轮的上述滑动。
在实际中广泛使用并且作为(VDT)主从式控制而公知的控制系统中，起始点是适合的副夹紧力KsDV，它通过使例如使用等式(1)计算出的所需的最小副夹紧力Ks乘以安全因子Sf获得KsDV＝Sf*Ks(2)各个其它夹紧力然后通过将适合的副夹紧力KsDV乘以由KpKs曲线在所述传动比处给出的数值而获得，即等式(3)，其中在这种情况中，所述其它夹紧力为适合的主夹紧力KpDV，需要它以实现适合的和恒定的传动比。
KpDV＝KpKs*KsDV(3)对于主要用在实际中具有大约11度的接触角的变速装置，当使用通常为最小值的约为1.3的安全因子时，并且取决于传动比，已经发现平衡夹紧力比率通常在减速传动中的大约0.9和超速传动中的1.8之间改变。变速装置的传动比和相联系的平衡夹紧力或KpKs比率之间的这种性质的关系称为KpKs曲线。虽然其它参数例如转矩水平、主轴的转速、温度等确实影响KpKs曲线，但根据本发明，与安全因子的影响相比，这些参数可首先近似忽略。
为了改变传动比，实际达到的主夹紧力Kp相对于它的适合的值KpDV增加或降低，以使得传动比朝着超速传动(Kp增加)或者减速传动(Kp降低)改变。在这种情况中，FpFs比率偏离KpKs比率越大，传动比将改变的越快。
从等式(2)和(3)可以得到，在主从式控制中，安全因子对于它应当足够高以补偿来自等式(1)的参数中的上述可能的不准确，并且补偿由减速传动中KpKs曲线给出的小于1的数值。后者方面可以通过在等式(2)中不使用安全因子来解释，即通过设置该因子Sf等于1。在该情况中，从等式(2)和(3)得到，如果所述KpKs数值小于1，适合的主夹紧力KpDV小于所需的最小副夹紧力Ks。然而就如已经注意到的，传递提供的转矩所需要的最小主夹紧力Kp对应于所需的最小副夹紧力Ks，从而后者适合的主夹紧力KpDV不足，并且传动带将相对于主带轮滑动。换句话说，从要求中可以得到，适合的主夹紧力KpDV必须至少等于所需的最小副夹紧力Ks，如果KpKs比率可采用低于1的值，那么在主从式控制中的安全因子Sf应当至少等于1除以出现的最小KpKs比率，为简短起见，记为[KpKs]Low。
另外，在主从式控制中，除了最小所需水平的主夹紧力Kp，安全因子还起着实现储备类型的作用，结果可以通过降低主夹紧力Kp而朝着减速传动改变传动比，同时这个参数不会变得小于传递提供的转矩所需要的最小主夹紧力Kp，即传动带不会相对于主带轮滑动。这种力的储备越大，实际实现的比率即FpFs比率可偏离KpKs比率的程度越大，并且变速装置的传动比可改变得越快。如果FpFs比率可采用小于1的数值，在主从式控制中，安全因子Sf应当至少等于1除以出现的最低FpFs比率，为了简短起见，记为[FpFs]MIN。
出现的最低FpFs比率通常低于出现的最低KpKs比率，并且因此该控制必须满足下列条件Sf≥1[FpFs]MIN+C---(4)]]>其中C是安全因子Sf中为上述补偿参数中的不准确的成分。
如果控制在变速装置的平衡和不平衡状态之间引起区别，至少在平衡状态中，它应当满足通常微微次严格的条件Sf≥1[KpKs]Low+C---(5)]]>上述方面意味着在已知的主从式控制中，并且更具体的是在减速传动的主夹紧力KP的情况中，必须使用相对高的安全因子和因此同样相对高的夹紧力水平。然而，这种控制的重要优点在于，可以由变速装置传递的转矩在原理上唯一地由副夹紧力的水平确定，即独立于要借助于主夹紧力水平的传动比的控制。结果，主从式控制可以在软件和硬件方面构造成相对简单的形式，然而可以快速和准确地实现可被传递的转矩或传动比的适合的改变。
实际中，已知的变速装置特别地证明了用于客运的机动车辆的发动机和副轮之间的可靠和有效的自动传动。在这种特性的应用中，整体上的传动的效率和特别是变速装置的效率被认为是车辆的关键特性，如果不是至关重要的特性。在这种情况中，变速装置的效率相反地涉及最大水平的夹紧力。例如，传动带和带轮之间的摩擦损失与所述力的水平一起增加，对这些元件特别是传动带的磨损也是一样。同样，例如通过液压或电子装置产生力所需要的能量通常与该力的水平一起增加。
发明内容
本发明的一个目的是通过降低在操作过程中所需要的两个夹紧力中较高的一个的水平来改善变速装置的效率，特别是没有至少显著地损害变速装置的最重要的功能性方面和性能。
根据本发明，这种特性的一个改进在如权利要求1所述的设计中实现。根据本发明的变速装置特征在于，至少当使用约为1.3的安全因子Sf时，减速传动中的KpKs比率至少等于1，但是不大于超速传动中的KpKs比率。
有利的是，与已知的变速装置相比，减速传动中的该较高的KpKs比率导致需要较低水平的主夹紧力。毕竟，主运行半径在减速传动中是最低的，并且然后由此根据等式(1)，所需的主夹紧力最高，至少如果所提供的最大转矩在其它所有传动比中相等或较低，就如同用在机动车辆中的那样。换句话说，减速传动中的KpKs比率对于最高水平的夹紧力是决定性因素，所述最高水平的夹紧力在操作过程中实现，并且在此基础上需要计算变速装置。出现的最大的力的水平越低，变速装置的设计中的机械方面的施加的要求越低，并且变速装置的生产和操作越经济和越有效。
应当注意，由于在该情况中在等式(2)中使用了相对大的安全因子，因此所有这些与设置有主从式控制的变速装置具有特定的关联。另外，至少在与主从式控制的结合中以及在平衡状态中，安全因子仅必须与它将补偿的现象相匹配，例如上述的在确定夹紧力中的不准确，这意味着上述的为1.3的值对于该因子通常是足够的。
原理上，减速传动中为1的KpKs比率导致最小并且由此最优水平的主夹紧力和副夹紧力。然而，特别是在与主从式控制的结合中，如果在操作过程中出现的FpFs比率的最低值小于或至多等于1，那么减速传动中大于1的KpKs比率也是有利的。在这种情况中，对于减速传动中的KpKs比率的上限根据本发明用这样一种方式确定，即它至多等于超速传动中的KpKs比率，从而变速装置的性能的普通的改变被限制。这意味着在使用恒定FpFs比率的不平衡状态中，变速装置的传动比的改变速度保持准确地可控制和可预测，或者至少意味着它不可能采用可能不允许的值。优选的是，对于超速传动中的KpKs比率，它本身至少微微大于减速传动中的KpKs比率，例如至少大10％，从而获得变速装置的稳定的平衡状态，其中夹紧力之一的任何变化自动地通过传动比的微微改变而得到补偿。
根据本发明，KpKs比率的值对于超速传动中的传动效率当然重要。根据本发明，这个值的减小对变速装置的效率和稳固性有正面的影响，因为这两个方面随着所需的最大夹紧力即超速传动中的主夹紧力的减小而提高。例如，传动带和带轮之间的摩擦损失随着夹紧力水平的下降而下降，对这些组件的磨损也是一样。同样，例如通过液压或电子装置产生夹紧力所需要的能量通常同样随着产生的力的水平而下降。超速传动中的变速装置的效率由此相反地与主夹紧力的水平相关联。在这种情况中，特别是超速传动中KpKs比率的值为代表变速装置的最重要的应用的机动车辆的燃料消耗中的决定性因素，因为这样的事实，即在这样的应用中，在相当长的时间中，如果不是大多数时间，变速装置通常在超速传动中或者接近超速传动。由此，本发明同样涉及这样一种变速装置，其中至少当使用大约为1.3的安全因子时，超速传动中的KpKs比率的值在1.8到减速传动中的KpKs比率的范围中。
有利的是，根据本发明的变速装置利用了变速装置的平衡夹紧力比率即KpKs曲线上的传动参数。从本发明基于的这种现象的分析已经发现，在设置有压带类型的传动带的变速装置的特定情况中，KpKs曲线意外地偏离在开始明显的近似中的期望并且偏离相当大的程度。更特别的是，根据本发明的分析揭示了接触角即对于主带轮的接触角的正切与对于副带轮的接触角的正切之间的比率对所述KpKs曲线的影响，并且发现压带和带轮之间的切向摩擦系数对所述KpKs曲线的影响。在本发明的更详细的提炼中，至少当使用约为1.3的安全因子Sf时，平衡夹紧力比率即KpKs曲线由此在变速装置的传动比的整个范围上具有在1.6到1.2之间的数值，并且另外优选具有事实上线性的轮廓。在本发明的特别有利的应用中，KpKs比率在上述情况下事实上是恒定的，并且具有在减速传动中的约1.3到超速传动中的约1.5之间的值。
这种类型的变速装置特别考虑了接触角的绝对值对于它的功能的影响，下面将更详细地解释。从设置有压带的变速装置的最重要的功能性方面和性能来看，这种类型的变速装置将在效率方面获得相当大的提高，至少提高显著的程度，而不会降低。KpKs曲线的线性轮廓根据本发明是有利的，因为在该情况中，在每个传动比，变速装置将有利地以或多或少相同的方式反作用于主夹紧力和/或副夹紧力的改变。这个方面对于负责调节适合的夹紧力的传动控制的简化和稳固性是有益的。
本发明提供了变速装置的多个典型实施例，其中所述平衡夹紧力比率以有利的方式实现，所述实例下面参考说明性的附图进行描述。
图1概略地描述了穿过根据现有技术的无级变速装置的横截面视图，所述变速装置设置有两个带轮和一个传动带。
图2示出了图1所示的变速装置的简化的侧视图。
图3示出了穿过压带的横截面视图，该压带优选能够用作根据本发明的无级变速装置中的传动带。
图4示出了来自图3所示的压带的横向元件的侧视图。
图5示出了带轮盘的详细视图，并且特别是它的接触表面，它可以与根据本发明的无级变速装置中的图3所示的压带结合使用。
图6示出了传动比造成的主带轮和副带轮之间的夹紧力的差异。
图7使用弯曲的传动带的一小部分来示出其中的拉伸应力和沿着径向向内的方向施加的力的分量之间的关系。
图8示出的图形中绘制出了理论上近似的平衡夹紧力比率与已知的变速装置的传动比之间的关系，其中对于两个带轮，接触角恒为11度。
图9中绘制出了对于主带轮和副带轮的接触角轮廓相对于传动比的图形，其中理论近似的平衡夹紧力比率等于1，与该传动比无关。
图10示出了在设置有压带类型的传动带的变速装置中的力的作用，并且示出了由于传动比导致的主带轮和副带轮的夹紧力之间的差异。
图11示出了在传动带和带轮的切向横截面中，在施加的轴向夹紧力的影响下，它们之间的接触中的力的作用。
图12绘制出了对于主带轮和副带轮的最优接触角轮廓相对于对于变速装置的传动比的图形，所述变速装置设置有压带类型的传动带。
具体实施例方式
图1概略地描述了穿过根据现有技术的无级变速装置1的横截面视图。已知的变速装置1包括主带轮2和副带轮3，其中主带轮2可由发动机(未示出)利用两个力Tp驱动，副带轮3可利用一对力Ts驱动负载(未示出)。带轮2和3设置有固定到相应的带轮轴20、30的带轮盘21和31，并且设置有可相对于所述轴20、30沿轴向方向移置的带轮盘22、32。传动带10，更具体的是压带10，夹紧在带轮盘21、22、31、32之间，从而借助于摩擦机械能能够在两个轴20、30之间进行传动。在这种情况中，轴向定向的力通过两个带轮2和3的各自的压力室24、34中的液压压力的应用而实现，其中传动带10利用所述轴向定向的力对于每个带轮2、3夹紧在适合的位置，所述力下文分别称为主夹紧力Kp和副夹紧力Ks。
变速装置1的传动比Rs/Rp由传动带10的副运行半径Rs和主运行半径Rp之间的比率确定，即由传动带在相应的带轮2和3的带轮盘21、22、31和32之间的有效径向位置之间的比率确定。变速装置1的所述运行半径Rp和Rs以及由此根据本发明所限定的传动比Rs/Rp可以通过沿着相反的轴向方向在相应的带轮轴20、30上移动可移置的盘22、32而改变。在图1中，变速装置1示出为具有小的传动比Rs/Rp，即具有相对大的主运行半径Rp和相对小的副运行半径Rs。
应当注意，传动比Rs/Rp、主运行半径Rp和副运行半径Rs相对彼此是在被清楚限定并且几何上确定的关系中，这种关系尤其通过传动带10的长度、相应带轮2、3的旋转轴之间的距离、最大和最小运行半径Rp和Rs而确定，从而如果需要，这些变量可以根据其它的计算出来。
图2示出了已知的变速装置1的另外的侧视图，其中主带轮2与主轴20在图中的左手侧，副带轮3与副轴30在图中的右手侧。与图1中不同，在该图中，变速装置1现在示出为具有相对高的传动比Rs/Rp，其中主运行半径Rp小于副运行半径Rs，结果，在操作过程中，主带轮2将比副带轮3具有较低的转速。所示的传动带10作为压带10是公知的，其包括实质上连续系列的横向元件11，为了简单起见，仅示出了其中的一些，传动带10并且包括至少一组多个径向嵌套的、连续的、扁平的和薄的金属环12。
该压带10在图3和图4中更详细地示出，图3示出了穿过压带10的横截面视图，并且图4示出了其中的横向元件11的侧视图。横截面视图示出了横向元件11的正视图，横向元件11在任一侧上设置有凹槽，在每一个凹槽中，具有成组的环12。该成组的环12和横向元件11沿着径向或高度方向彼此限制，但是横向元件11可沿着所述成组的环12在它的圆周方向移动。另外，横向元件11沿着压带10的圆周方向设置有突起，下文称之为凸起13，并且设置有凹槽14，凹槽14设置在元件11的相对的主侧中，凸起13和凹槽14起着使压带10中的系列的横向元件11相对彼此稳定。
横向元件11的底部15逐渐变细，从而相邻的横向元件11可以相对于彼此倾斜，并且压带10可描绘出弧形，例如在它被夹在相应带轮2和3的带轮盘21、22、31、32之间的位置处。应当注意，上述有效径向位置即压带10的有效运行半径Rp、Rs基本对应于横向元件11的底部15的顶侧的径向位置，该顶侧也称为横向元件10的倾斜线17，后者沿着它在所述弧形中彼此接触。另外，底部15在任一侧上设置有公知的运行表面16，横向元件11通过该表面16夹紧在带轮盘21、22和31、32之间，驱动带轮2的旋转通过摩擦传递到被夹紧的横向元件11。这可以使横向元件11之间的推力产生相当大的提高，结果它们沿着被驱动带轮3的方向在成组的环12上彼此向前推动。然后，在压带10被夹在被驱动带轮3的盘31和32之间的位置处，存在于横向元件11之间的推力实际上通过摩擦完整地传递到被驱动带轮3。最后，横向元件11彼此从被驱动带轮3向驱动带轮2向后推动，施加相对低的推力。在这种情况中，成组的环12确保了横向元件11继续沿着压带10将要经过的路径。
图5示出了沿着切线方向观察在穿过带轮盘43的横截面的基础上带轮盘43的详细视图。带轮盘43的所谓的接触表面40具有一定的曲率，该曲率具有随意可变的曲率半径R40，其中带轮盘43通过接触表面40与横向元件11的运行表面16接触，接触角λ限定在接触表面40上的点R中的切线41和径向方向42之间，沿着所述径向方向观察增加。由此，如同在所述切向横截面中观察的，变速装置1中的接触表面40描绘出这样的轮廓，该轮廓可限定为局部接触角λ和变速装置1的传动比Rs/Rp之间的关系。对于每个带轮2、3，所述轮廓分别称为主接触角轮廓λP(Rs/Rp)以及副接触角轮廓λS(Rs/Rp)，带轮2和3的固定的和可移动的盘21、22、31、32具有相同的轮廓。同样优选的是对于两个带轮2和3形式相同，即具有彼此镜像对称的接触角轮廓λP(Rs/Rp)和λS(Rs/Rp)。
为了能够最优地与带轮2和3的弯曲的接触表面40相互作用，如在图3所示的压带10的横截面中观察的，横向元件11的运行表面16具有一定的曲率。在这种情况下，一定范围的接触角λ限定在运行表面16的轮廓中，该范围的接触角至少对应于由带轮2和3的接触表面40限定的接触角轮廓λP(Rs/Rp)和λS(Rs/Rp)。
对于变速装置1的平衡状态即对于恒定传动比所需的夹紧力比率即KpKs比率产生于平衡状态，由此对于每个带轮2和3，传动带10的带组12中产生的拉伸力Ft应当彼此相等。这种平衡状态示出于图6中。对于每个带轮2和3，拉伸力Ft是由于分别沿着径向方向作用在传动带10上的径向力Frp和Frs而产生的，所述力Frp和Frs由于局部接触角λP、λS和对于每个带轮2、3分别施加在盘21和22、31和32之间的夹紧力Kp、Ks而产生，所述夹紧力并且基本朝着轴向方向。当把用于主带轮2的这些写下来时，应用下列关系Frp＝Kp*tan(λp) (6)径向力Frp和Frs在传动带10的夹在相应主带轮2和副带轮3的带轮盘21、22、31、32之间的部分的长度上作用在横向元件11的运行表面16上。对于每个带轮2、3，所述长度可以量化为由传动带10的被夹紧的部分闭合的角度，此处分别称为主带角度αP和副带角度αS。平衡所需要的径向力Frp和Frs然后通过在相应的带角度αP和αS上对每单位带角度dα的拉伸力Ft求和而确定。当写出用于主带轮2时，由此应用下列关系Frp=∫0αpFtRp*Rp*dα---(7)]]>等式(3)的推导在带组12的一小部分的基础上示于图7中。
等式(6)和(7)可以用对于副带轮3相对应的方式利用所述恒定传动比的平衡状态推导，由此，产生的拉伸应力Ft应用到带轮2和3，从而下列关系应用到平衡夹紧力比率KpKsKpKs=KpKs=tan(λs)tan(λp)*∫0αpFt*dα∫0αsFt*dα=tan(λs)*αptan(λp)*αs---(8)]]>其中带角度αp和αs作为相应的运行半径Rp、Rs的函数并且同样作为传动比Rs/Rp的函数而改变。带角度αp、αs和运行半径Rs、Rp之间的这种性质的关系由变速装置1的几何结构确定，并且例如相对准确地近似为αp=π+2*arcsin(Rp-Rs2*RpMAX)]]>和αs＝2π-αp (9)对于Rs(Rp，RpMIN，RpMAX)2*(2*RpMAX)2-(Rs-Rp)2+π*(Rs+Rp)+]]>2*arcsin(Rs-Rp2*RpMAX)*(Rs-Rp)=2*(2*RpMAX)2-(RpMAX-RpMIN)2+---(10)]]>π*(RpMAX+Rpmin)+2*arcsin(RpMAX-RpMIN2*RpMAX)*(RpMAX-RpMIN)]]>其中RpMIN是出现的最小主运行半径Rp，并且RpMAX是出现的最大主运行半径。在等式(9)和(10)的推导中，已经假设两个带轮2和3定位成沿着径向方向尽可能彼此靠近，如同在例如图6中的这种情况，但这通常在机动车辆中也是适合的。
图8中给出了等式(8)、(9)、(10)对于KpKs比率相对于传动比Rs/Rp的解，该解用迭代或者数值的方法确定，其中接触角λp和λs具有恒定和相等的值，在这个实例中为11度。
通过上述分析，即偶然的是，所述分析与传动带10的类型无关，意思是它可以应用到图2-4所示的压带10，同样可以应用到橡胶V形带、金属链条等，可以推断出KpKs比率能够通过选择用于彼此不同的主接触角λp和/或副接触角λs的值而被影响。当称为KpKs曲线的夹紧力Kp和Ks的平衡比率有利地对于所有的传动比Rs/Rp都等于1时，作为变速装置的传动比Rs/Rp的函数，接触角λp、λs之间的比率在这种情况中应当满足Kp/Ks＝1时的等式(4)tan(λs)tan(λp)=αsαp---(11)]]>偶然的是，从等式(11)得到，在带角度αp、αs以及由此还有运行半径Rp和Rs彼此相等的传动比Rs/Rp中，接触角λp、λs应当在数值上相等。
等式(11)的一个可能的解示于图9的图形中，其中对于主带轮2和副带轮3的相应的接触角λp、λs与传动比Rs/Rp之间的关系绘制在所谓的接触角轮廓λp(Rs/Rp)和λs(Rs/Rp)中。在这种情况中，在所有可能的传动比Rs/Rp中，理论上近似的KpKs比率由此等于1。图9所示的图形应用到典型的变速装置1，所述典型的变速装置具有约为30毫米的最小主运行半径RpMIN，并具有约为75毫米的最大主运行半径RpMAX，与带轮2和3的相等和最小的可能的径向尺寸结合。
虽然上述的分析建议如此，但是上述和明显最优的接触角轮廓λp(Rs/Rp)和λs(Rs/Rp)不会在所有的情况中形成最理想的解用于通过影响平衡夹紧力比率KpKs提高变速装置1的效率，至少对于设置有压带10的本变速装置1不是。
另外，特别在与主从式控制的结合中，非常有利的是选择KpKs比率大于1，如上述已经讨论的那样。其次，通过对本发明所基于的这种现象的分析，申请人已经发现，在变速装置1设置有压带10的特定情况中，在这种变速装置的操作过程中，在压带10中产生唯一的力的作用，这对夹紧力Kp和Ks的平衡比率具有相当大的影响。另外，在这个方面，已经发现，在对于通过由于所采用的接触角λp、λs影响平衡夹紧力比率KpKs而提高的变速装置1的效率的斗争中，压带10上的机械负载以及特别是它的成组的环12的疲劳负载以及例如变速装置1的动态性能受到影响。
考虑到这些现象的复杂性和它们之间的相互作用，它们的分解描述不能实现，或者实现难度极大。然而根据本发明，定性分析足以，并且在此基础上提出了改进的变速装置的设计。
根据本发明的定性分析是基于横向元件11之间的推力Fd、环中的拉伸力Ft和单个横向元件11和成组的环12之间的沿径向方向的法向力Fr的，所述法向力Fr发生在带轮2和3上。在这种情况中，推力Fd基本是造成带轮2和3之间的转矩的传递的主要原因，其中成组的环12和横向元件11被保持在一起，并且被迫使与带轮2和3一起进入适合的路径中。根据本发明，下列等式(此处写出来用于主带轮)应用到每个带轮2、3Kp*tan(λp)=∫δ[Ft(αp)]-δ[Fd(αp)]Rp*Rp*δαp---(12)]]>或者，对于两个带轮2和3之间的平衡KpKs=tan(λs)tan(λp)*∫δ[Ft(αp)]-δ[Fd(αp)]*δαp∫δ[Ft(αs)]-δ[Fd(αs)]*δαs---(13)]]>从这些等式可以得到，在压带10的情况中，平衡夹紧力比率KpKs受到接触角λp、λs的影响，并且受到推力Fd的影响，并且更特别的是，受到它在带角度αp、αs上的分布的影响。根据本发明，在等式(11)的基础上提出，推力Fd部分地补偿由相应的夹紧力Kp、Ks产生的径向力Frp和Frs。另外，横向元件11和成组的环12彼此摩擦接触，从而由于它们之间速度的差异，拉伸力Ft的增加或者减小发生在环中，在压带10的情况中，这种现象进一步使对平衡夹紧力比率KpKs的解析解复杂化。本发明由此提出定性分析。
定性的效果示于图10中，并且是在如下所述的知识的基础上，即在变速装置1的操作过程中，当转矩Tp在带轮2和3之间传递时，对于每个带轮2、3，带角度αp、αs包括两个连续的部分。在带角度的第一部分中，已知为渐变角(creep angle)K，压带10的横向元件11之间的推力Fd在与带轮2、3的摩擦接触中增大或减小。在带角度的第二部分中，已知为休止角(rest angle)R，推力Fd近似恒定，并且至少实质上在驱动带轮上等于0——在这种情况中是主带轮2——并且在副带轮上等于最大值Fd-max——在这种情况中是副带轮3。在相同的条件下增加或减小发生在其上的渐变角K具有近似相对应的长度，所述相同条件即横向元件11和相应的带轮2、3之间相等的摩擦系数和法向力，从而在相对高的夹紧力上，渐变角K相对于总的带角度αp、αs相对小。所有这些再现在图10中用于最低的传动比，即超速传动，其中双向箭头表示推力Fd的水平，该力Fd在压带10中的相邻的横向元件之间的局部处发挥主要作用，而不是推力Fd的方向，因为其沿着压带10的纵向方向定向。该图还示出了对于压带10的圆周上的成组的环中的拉伸力Ft的可能的曲线，在这个实例中，它反抗转矩Tp的传递。毕竟，拉伸力在压带10的具有最大推力Fd-max的一侧上具有最大的Ft-max，并且在压带10的具有最低的推力Fd特别是事实上没有推力的一侧上具有最小的Ft-min。偶然的是，特别是取决于转矩Tp的水平，拉伸力Ft的曲线也可以准确地相反。
在定性的方面，从图10可得到，至少在超速传动中，在压带的情况中，平衡夹紧力比率KpKs具有这样的值，该值明显不同于根据等式(8)所期望的值。毕竟，主带角度αp上的累加的推力Fd明显小于副带角度αs上的累加的推力Fd。这样的结果是从上面获得的最优接触角轮廓λp(Rs/Rp)和λs(Rs/Rp)不应用到设置有压带10的变速装置1。
另外，从上述分析可以得到，平衡夹紧力比率KpKs能够受到主接触角λp和副接触角λs之间的比率的影响，也能够在超速传动中通过减小两个带轮2、3中的至少一个上的休止角R或者增大渐变角K而被减小。对于副带轮3，这将导致副带角度αs上的累加推力Fd的减小，而对于主带轮2，它将导致这个累加推力的增加，在这两种情况中，根据等式(12)，这将导致平衡夹紧力比率KpKs的降低。在超速传动中，副带轮3上的减小的休止角R不是最有利的选择，因为在这种情况中，这由适合的安全因子Sf确定，在本发明的情况中，安全因子被认为是给定的边界条件。另一方面，根据本发明，有利的是可以通过增大主带轮2上的渐变角R来对KpKs施加有利的影响，至少对于超速传动中的主运行半径Rp。
根据本发明，渐变角可以通过至少惊奇地使得主带轮2和压带10之间的力的传递低效而被增加，例如通过选择它们之间的低效的摩擦系数μ(同样参照等式(1))。根据公认的理论，作为在目前的变速装置中广泛使用的润滑的摩擦接触的摩擦系数μ可以通过带轮2的设计而降低，例如通过降低压带10和带轮2之间的接触压力而降低——例如通过对主带轮盘使用相对大的曲率半径R40——或者通过减小带轮盘21和22的表面粗糙度。
上述的措施特别涉及小于1的传动比Rs/Rp时在压带10和主带轮2之间的接触点，即涉及相对大的主运行半径Rp，更特别的是最大的主运行半径Rp，它确定传动比超速传动。在变速装置1中的其它位置，即在相对小的主运行半径Rp，例如减速传动中的主运行半径Rp，并且在副带轮3上的适合的运行半径Rs，相反，有利的是不使用上述的措施并且使得压带10和带轮2、3之间的力的传递尽可能的有效。一方面，由于在上述相对小的主运行半径Rp和相联系的相对大的副运行半径Rs，即在传动比Rs/Rp接近或等于减速传动的传动比中，平衡夹紧力比率KpKs事实上仍然等于1，从而效率的增加将相对小，并且另一方面，因为力的传递效率对于能够以给定的夹紧力Kp或Ks以上述相对小的主运行半径Rp和相对小的副运行半径Rs传递的最大转矩是至关重要的。
上述的措施可以独立于接触角轮廓λp(Rs/Rp)和λs(Rs/Rp)的应用而使用，或者可以与其结合使用。然而根据本发明，更详细的分析显示出，KpKs曲线要求引起变速装置1的其它功能性方面的接触角轮廓λp(Rs/Rp)和λs(Rs/Rp)劣化，其中在原理上，KpKs曲线对于传动效率是最优的，其中夹紧力的平衡比率恒等于1。更特别的是，最小和最大的接触角λp和λs之间的整体所需的差异可能不利地变大。一方面，所需的最小接触角λp和λs例如可以小到使得夹紧力Kp、Ks的径向分量Fr太小以至于不能克服压带10和带轮2、3之间的沿着径向方向的摩擦，结果，不可能改变变速装置1的传动比。另一方面，所需的最大接触角λp和λs例如可以大到使得成组的环12被夹紧力Kp、Ks的径向分量Fr过度加载。例如在申请人的EP-0,798,492和荷兰专利申请1022157中可以发现这种现象的描述，该申请在本申请的优先权日之前没有公开。
然而，所需的最小和最大接触角λp和λs之间的大的差异的另一个不利的结果是带轮2和3的接触表面40和横向元件11的运行表面16必须相对强烈地弯曲，以允许在有限的尺寸内实现这种性质的差异。结果，它们之间的接触应力可采用不适合的或甚至不允许的值。如同上面已经讨论的那样，变速装置1的对齐同样由接触角轮廓λp(Rs/Rp)和λs(Rs/Rp)来确定，并且因此是限制因素。
在结合了这些方面的根据本发明的经验近似中，至少在超速传动中，接触角必须满足下列条件1<tan(λp)tan(λs)≤1.6---(14)]]>更特别的是，另外减速传动中的这个比率满足下列条件
0.6≤tan(λp)tan(λs)<1---(15)]]>上述分析仅陈述了对于接触角λp和λs之间的比率的一种情况，但仍然没有给出对于这些参数的最优值。根据本发明，发现这些最优值如下所述。根据本发明，一方面，对于接触角λp和λs的较低的限制优选选择成尽可能地低，因为结果是径向力Frp、Frs以及因此还有成组的环12中的拉伸力Ft将有利地低。毕竟，所述拉伸力Ft对于传递提供的转矩Tp没有贡献或者几乎没有贡献，而成组的环12被拉伸力Ft机械加载。另一方面，根据本发明，在所有的情况中，对于传动带10，必定可以沿径向方向在带轮盘21、22、31、32之间移动，以允许传动比Rs/Rp被改变。为了该目的，所述径向力Frp必须至少能够克服传动带10和带轮2、3之间的摩擦Fw。对于主带轮2，应用下列关系Kpcos(λp)*tan(λp)=Frpcos(λp)=Fw′>Fw=μR*Fn=μR*Kpcos(λp)---(16)]]>其中μR是在传动带10的运行表面16和带轮盘43的接触表面40之间的接触中沿着径向方向测量的摩擦系数，并且其中Fn是在该接触中的法向力。等式(16)示意性地示于图11中，图11示出了力Kp、Fw、Frp、Fn，这些力在所述的接触内是作用性的(active)。等式(16)增加了使得接触角λ必须大于径向摩擦系数μR的反正切值的条件。在变速装置的带轮2、3和传动带10之间的润滑的金属/金属接触中，通常约为0.12的最大值应用到μR。因此根据本发明，减速传动中的主接触角λp和超速传动中的副接触角λs优选近似等于7度。完整的接触角轮廓λp(Rs/Rp)和λs(Rs/Rp)然后可以利用等式(13)近似迭代。
为解决等式(13)所需要的边界条件，又另一种适合的边界条件可以是对于每个带轮2、3的接触角轮廓λp(Rs/Rp)和λs(Rs/Rp)为连续的曲线，分别在副带轮3上连续地升高，并且在主带轮2上连续下降。最后，有利的是如果带轮盘21、22、31和32形状相同，这在生产和组装工程方面是特别有利的。
对于接触角轮廓λp(Rs/Rp)和λs(Rs/Rp)，其中上述方面和因素在确定最优的KpKs曲线过程中被纳入考虑，所述方面和因素例如对于接触角的最大和最小允许值、对于接触表面40的曲率半径R40的最小允许值、运行表面16的曲率半径R16以及变速装置的对齐，当使用约为1.3的安全因子时，后者具有从超速传动中的1.5到减速传动中的1.3的或多或少的线性曲线。图12所示的图形绘出了相对于传动比Rs/Rp的这个最优的KpKs曲线和相联系的最优接触角轮廓λp(Rs/Rp)和λs(Rs/Rp)。该图形根据经验方法进行了近似，考虑了设置有压带类型的传动带10的变速装置1的上述所有特征和特性。从该图中可以看出，对于主带轮和对于副带轮的最小接触角λp、λs均正好微微大于7度，特别近似7.3度，并且最大主接触角λp约为10度，并且最大副接触角λs约为9度。接触角λp和λs的正切值的最优比率因此在超速传动中约为1.4，在减速传动中约为0.8。
权利要求
1.一种用于机动车辆的无级变速装置(1)，设置有主带轮(2)和副带轮(3)，传动带(10)设置在所述带轮周围，至少当变速装置(1)在操作时，传动带(10)通过设置在传动带(10)的任一侧上的基本轴向定向的运行表面(16)以主夹紧力(Kp)夹在主带轮(2)的两个锥形带轮盘(21，22)之间，并且以副夹紧力(Ks)夹在副带轮(3)的两个锥形带轮盘(31，32)之间，以便能够借助于摩擦力从主带轮(2)向副带轮(3)传递提供的转矩(Tp)，相对于传动带(10)设置有至少一个带轮盘(44)的接触表面(40)，至少如在它的横截面中的观察，其垂直于切线方向定向，具有曲率，结果在所述横截面中，在接触表面(40)上的切线(41)和径向方向(42)之间的接触角(λ)相对于在传动带(10)的相应的运行表面(16)和接触表面(40)之间的接触点的径向位置(Rp，Rs)而在最小值和最大值之间改变，其中最小值是在接触表面(40)上的径向最靠内的位置处，最大值是在接触表面(40)上的径向最靠外的位置处，并且变速装置(1)的传动比(Rs/Rp)被定义为用于副带轮(3)的径向位置(Rs)和用于主带轮(2)的径向位置(Rp)之间的比值，其特征在于，由于所述接触角(λ)相对于所述径向位置(Rp，Rs)所适配，和至少在最大传动比(Rs/Rp)即减速传动中，主夹紧力(Kp)和副夹紧力(Ks)之间的夹紧力比率(KpKs)具有在从1到在最小传动比(Rs/Rp)即超速传动中的夹紧力比率(KpKs)的范围中的值。
2.根据权利要求1所述的无级变速装置(1)，其特征在于，由于所述接触角(λ)相对于所述径向位置(Rp，Rs)被适配，和在超速传动中，夹紧力比率(KpKs)具有在1.8到减速传动中的夹紧力比率(KpKs)之间的范围中的值。
3.根据权利要求1或2所述的无级变速装置(1)，其特征在于，由于所述接触角(λ)相对于所述径向位置(Rp，Rs)被适配，和在变速装置(1)的所有传动比(Rs/Rp)中，夹紧力比率(KpKs)的值在1.2到1.6的范围中，并且优选在减速传动中的1.3到超速传动中的1.5的范围中。
4.根据权利要求1、2或者3所述的无级变速装置(1)，其特征在于，在上述的相应传动比(Rs/Rp)中传递提供的转矩(Tp)所需的最小主夹紧力或者副夹紧力(Kp；Ks)与适合的主夹紧力或者副夹紧力(KpDV；KsDV)之间的安全因子(Sf)约为1.3。
5.根据上述权利要求中任一项所述的无级变速装置(1)，其特征在于，至少对于恒定的传动比(Rs/Rp)，适合的副夹紧力(KsDV)通过使传递提供的转矩(Tp)所需的最小副夹紧力(Ks)乘以大于1的安全因子而确定，并且适合的主夹紧力(KpDV)通过使所述适合的副夹紧力(KsDV)乘以所述恒定传动比(Rs/Rp)中的夹紧力比率(KpKs)而确定。
6.根据上述权利要求中任一项所述的无级变速装置(1)，其特征在于，对于相应带轮(2，3)的两个带轮盘(21，22；31，32)，关于所述径向位置(Rp，Rs)的接触角(λ)至少基本相等。
7.根据上述权利要求中任一项所述的无级变速装置(1)，其特征在于，对于两个带轮(2；3)的带轮盘(21，22，31，22)，带轮盘(21，22，31，32)关于所述径向位置(Rp，Rs)的接触角(λ)的最小值至少基本相等。
8.根据上述权利要求中任一项所述的无级变速装置(1)，其特征在于，对于主带轮(2)的带轮盘(21，22)，带轮盘关于所述径向位置(Rp，Rs)的接触角(λ)的最大值高于对于副带轮(3)的带轮盘(31，32)的相对应的值。
9.根据上述权利要求中任一项所述的无级变速装置(1)，其特征在于，传动带(10)是公知的压带类型，并且设置有至少一组环(12)和大量的横向元件(11)，横向元件(11)能够沿着所述成组的环(12)在它的圆周方向移动，并且设置有运行表面(16)。
10.根据上述权利要求中任一项所述的无级变速装置(1)，其特征在于，相应带轮(2，3)的两个带轮盘(21，22；31，32)关于所述径向位置(Rp，Rs)的接触角(λ)相对应，并且至少在变速装置(1)的最小传动比(Rs/Rp)中，主带轮(λp)的接触角(λ)和副带轮(λs)的接触角(λ)之间的比率满足条件1<tan(λp)tan(λs)≤1.6]]>
11.根据上述权利要求中任一项所述的无级变速装置(1)，其特征在于，至少在变速装置(1)的最大传动比(Rs/Rp)中，所述接触角(λp，λs)之间的比率满足条件0.6<tan(λp)tan(λs)≤1]]>
12.根据权利要求10或11所述的无级变速装置(1)，其特征在于，对于主带轮(2)和副带轮(3)，接触角(λ)的最小值都约为7度。
13.根据权利要求10、11或者12所述的无级变速装置(1)，其特征在于，对于主带轮(2)，接触角(λ)的最大值约为10度，并且对于副带轮(3)，接触角(λ)的最大值约为9度。
14.一种用于机动车辆的无级变速装置(1)，设置有主带轮(2)和副带轮(3)，传动带(10)设置在所述带轮周围，至少当所述变速装置(1)在操作时，所述传动带通过设置在传动带(10)的任一侧上的基本轴向定向的运行表面(16)以主夹紧力(Kp)夹在主带轮(2)的两个锥形带轮盘(21，22)之间，并且以副夹紧力(Ks)夹在副带轮(3)的两个锥形带轮盘(31，32)之间，以便能够借助于摩擦力从主带轮(2)向副带轮(3)传递提供的转矩(Tp)，其特征在于，至少当变速装置(1)在操作时，主带轮(2)和传动带(10)之间相对于它们之间的接触点的径向位置(Rp)的摩擦系数在所述接触点的径向最靠外的位置处具有最小值。
15.根据权利要求14所述的无级变速装置(1)，其特征在于，所述摩擦系数小于副带轮(2)和传动带(10)之间的在它们之间的接触点的径向最靠外的位置处的摩擦系数。
16.根据权利要求14所述的无级变速装置(1)，其特征在于，至少如在切向横截面中观察的，在主带轮(2)和传动带(10)之间的接触点的所述径向最靠外的位置处，主带轮盘(21，22)具有相对大的曲率半径(R40)和/或相对低的表面粗糙度。
17.根据上述权利要求中任一项所述的无级变速装置(1)，其特征在于，各个带轮(2，3)的两个带轮盘(21，22；31，32)的接触角(λ)具有相对应的值，并且对于主带轮(λp)和副带轮(λs)，与变速装置(1)的传动比(Rs/Rp)相关的各个接触角(λ)至少基本对应于在相联系的图12中所示的用于这个参数的轮廓。
18.根据上述权利要求中任一项所述的无级变速装置(1)，其特征在于，与变速装置(1)的传动比(Rs/Rp)相关的夹紧力比率(KpKs)具有至少近似恒定的值。
19.一种具有发动机和待驱动的负载的机动车辆，在发动机和负载之间结合有如上述权利要求中任一项所述的变速装置(1)，发动机产生的能量由传动带(10)从主带轮(2)传递到副带轮(3)，并且由副带轮(3)输出到负载。
全文摘要
用于机动车辆的无级变速装置，设置有主带轮(2)和副带轮(3)，传动带(10)设置在所述带轮周围，传动带利用主夹紧力夹在主带轮(2)的两个锥形带轮盘之间，并且利用副夹紧力夹在副带轮(3)的两个锥形带轮盘之间，其中，由于各个带轮(2；3)的至少一个带轮盘的接触角，其中传动带(10)被采用，并且至少在变速装置(1)的最大传动比即减速传动中，主夹紧力和副夹紧力之间的夹紧力比率的值在1到最小传动比即超速传动中的夹紧力比率之间的范围中。
文档编号F16H61/662GK1886608SQ200480035585
公开日2006年12月27日 申请日期2004年11月26日 优先权日2003年12月1日
发明者阿德里安斯·约翰尼斯·威廉默斯·范德莱斯特, 阿尔耶恩·布兰兹玛, 约翰尼斯·赫拉尔杜斯·卢多维克斯·玛丽亚·范斯皮耶克 申请人:罗伯特·博世有限公司