专利名称：具有横向元件的传动带和带组的制作方法
技术领域：
本发明涉及如下述权利要求1前序部分所述的传动带。
这种类型的传动带是公知的并且例如在欧洲专利申请公开文献EP-A-0909907中有描述。本身已知的传动带包括一系列顺序定位的横向元件以及至少在本例中两组多个相对薄且连续的带，这些带在径向上层叠，横向元件以如此的方式定位在传动带上以使得它们至少在带组的圆周方向上能自由运动。这种类型的传动带广泛地用作无级变速器(其也是公知的)中的传动元件，传动带布置在两个带轮周围和之间。
已知的是，在这种类型的传动机构中，位于两个带轮处的横向元件，即它们被夹紧在带轮的槽轮之间，受到径向向外的径向力作用，这个径向力被支撑为带组径向内带上的法向力，因此其中就产生了张力。然而，径向内带会由于这种张力而伸展。然而，这种伸展由于相应带组中下一个带(即所述内带的下一个带)的出现而被抵消。于是，所述法向力也会部分地支撑在下一个带上，并且因此其中也会产生张力。这种力的作用扩展过该带组的整个高度，即跨过该带组的所有带，并且理论上张力会均匀地分布在带上并且从而带组会总体地伸展一定程度。在这种情况下，作用在各个带上的法向力就会从内带径向内表面(即内侧)上的径向力水平均匀地降低到带组径向外带的径向外表面(即外侧)上为零。
在运行期间，即当传动带在传动机构中旋转时，此外，由于在圆周速度上限定出差别的几何形状，带组的带之间就作用有摩擦力。在这种情况下，作用在带内侧或外侧上的摩擦力就限定为摩擦系数和该处主要法向力的乘积。由于法向力在该带组的高度上降低，因此带的内侧就比该带的外侧受到更大的摩擦力；作用在带的任一侧上的摩擦力之间的这种差别具体地表示带上除了上述张力之外的机械负荷，也就是作用在带上的剪切应力。此外，在传动机构中传动带的旋转期间，所述负荷会周期性地循环变化，即振幅，因为在传动带的圆周上所述法向力有显著的变化。因此，带就受到疲劳应力，这从根本上说是传动带使用寿命的决定性因素。
因此，可以推断有利的是将带组的各个带之间的摩擦系数设置为相等，以使得摩擦力在整个带组上分布均匀且与法向力成比例并且以使得对于所有带来说所述负荷的振幅(其决定着传动带的使用寿命)都相等并且因此也是最小的。
尽管这种类型的传动带显然具有摩擦力的最佳分布，但是根据本发明这种分布仍然可以改进。因此本发明基于提高传动带使用寿命的目的，或者至少优化疲劳应力在带组的带上的分布，尤其是针对带之间径向上的游隙。在这一点上，本发明使用为将带组中一对相邻带之间的这种所谓径向游隙定义为径向被包围物(即该对中的内带)的外侧和径向包围物(即该对中的外带)的内侧之间的圆周长度差除以2倍pi(2π)所得到的数值。
为此，本发明建议了如权利要求1所述新颖的传动带设计并且基于实际上带组的带之间一直会有一些径向游隙的事实，所述径向游隙对所述摩擦力及其分布有着显著的影响。本发明将这个事实与一个新获得的见识结合入两个带之间接触中的摩擦行为，由此获得了令人惊奇但非常有用的结果。根据本发明的传动带具有结合了一种带组设计的优点，所述带组设计在实际中使用并适于有效的批量生产且疲劳应力在带组的带上有利地分布。
如前所述，其中在美国专利4,579,549中，实际上在带组的两个相邻带之间通常使用径向游隙(尽管很小)。在这种情况下径向游隙通常是正的，以方便由多个带装配成带组。然而，在某些情况下，如同已知的那样，负的径向游隙是有利的。在任何情况下，允许的径向游隙越大，越容易由给定量的分开生产的带装配更多的带组，所述带的圆周长度和/或径向尺寸或厚度具有一定的扩展。
然而，上述允许的径向游隙对于作用在一对相邻带之间的法向力有着相当主要的影响，当然在通常生产带的材料相对刚性的情况下，比如已经借助于热处理被氮化和硬化的马氏体钢。在一对具有正或负径向游隙的相邻带相互接触时，两个带中的至少一个将不得不伸展直到所述游隙消失，在另一带也开始吸收部分张力之前。在正径向游隙的情况下，该对的径向内带将稍微伸展以使得，与其中成对的相邻带之间的径向游隙为零的理论上理想的带组相比，法向力以及因而摩擦力以加速的速度在该带组的高度上降低。在负径向游隙的情况下，这种情况颠倒。
由于摩擦力由该处法向力和摩擦系数的乘积来确定，根据本发明，法向力中这种不成比例的降低(至少相对于作用在带上的摩擦力)，至少能通过改变相对方向上的摩擦系数来部分地补偿。此外，这种摩擦系数的变化已经证明可以以令人惊奇且相对简单的方式实现，以下将结合附图更详细地进行解释。
图1示出了具有两个带轮和一条传动带的无级变速器的高度简化且局部剖面的视图。
图2示出了图1所示传动带的局部图，所述传动带具有两个带组以及多个横向元件。
图3示出了横向元件和带组的简化侧视图，包括作用在带组上以及来自带组的力的表示。
图4示出了表示基于径向力规格化并作用在带组各个带上的法向力的图表。
图5示出了其中作用在传动带上相关摩擦系数根据本发明进行定义的图表。
图6示出了基于测量结果的曲线图，其中带组的两个相邻带之间的摩擦系数与表征带之间摩擦力的两个参数相关。
图7示出了带组的具有粗糙轮廓的带的一个截面，所述粗糙轮廓具有峰区和谷区。
图1示出了用于例如客车驱动装置中的无级变速器的主要部件。传动机构通常本身是已知的并且包括两个带轮1，2，每个带轮包括两个槽轮4，5并且它们之间布置有传动带3。槽轮4，5基本上呈圆锥形，并且带轮1，2的至少一个槽轮4能沿着相应带轮1，2的轴6，7在轴向上移置。此外，传动机构包括致动装置(附图中未示出)，其能将轴向力Fax作用到所述的那个槽轮4上，其作用方式使得传动带3被夹持在相应带轮1，2的槽轮4，5之间，并且从动轴6的驱动力(即所供应的扭矩T)借助于槽轮4，5和传动带3之间圆锥形接触表面上的摩擦力从驱动带轮1传递到从动带轮2。这种传动机构的传动比由传动带3位于从动带轮2的槽轮4，5之间的有效工作半径R2以及传动带3位于驱动带轮1的槽轮4，5之间的有效工作半径R1的比值所决定。
在本例中，传动带3(这部分在图2中更详细地示出)包括两个带组31，每个包括嵌套的薄且连续的金属环或带32的总成，它们一起形成了用于一系列金属横向元件33的载体并且吸收相应地作用在两个带轮1，2的槽轮4，5之间的夹持力Fax。为了使横向元件33能在带轮上相对彼此倾斜，横向元件在横向上设有所谓的倾斜线34，横向元件在倾斜线下面就逐渐变细。这种传动带3也称为Van Doorne压带(push belt)并且例如在欧洲专利EP-A-0 626 526中有更详细的描述。传动带3借助于由于驱动带轮1的旋转而朝着从动带轮32运动的横向元件33来起作用，在带组31的导向之下彼此相向地推压。这样，从动带轮2就设置为旋转并且横向元件33随后返回到驱动带轮1，等等。
由于槽轮4，5的圆锥形状，部分轴向力Fax作为径向力分量Fr作用在横向元件33上。这个力分量Fr由横向元件33以法向力Fn的形式作用在带组31上，因此每个带32中就会产生张力Ft。所有这些在图3中针对带组31示意性地示出，带组31包括三根带32-1，32-2和32-3。图3还示出了出现当传动带3在传动机构中运行时出现在横向元件33和带组31的径向内带32-1之间以及各个带32之间的摩擦力Fw。为了清楚起见，附图中夸大了带32的径向厚度。
如同已经阐明的，在其中假定带32彼此在径向上精确相邻的理论位置，作用在带32径向内侧面(即内侧35)上的法向力Fn将在带组31上从径向内带32-1的内侧35上的所述径向分量Fr的水平均匀地降低到径向外带32-3的径向外侧面(即外侧36)上为零。在总共包括z个带32的带组31中作用在第x个带的内侧35上的摩擦力Fwx在这一点上定义为Fwx＝Fnx·μx(1)在上述公式中，x＝1表示带组31中的径向内带32-1，并且各个法向力Fnx定义为Fnx=z-(x-1)z·Fr---(2)]]>
因此，在恒定摩擦力μx的情况下，摩擦力Fwx将在总共z个带的带组31的带32-x上显示出图3所示箭头长度所表示的均匀降低，这相应于法向力Fnx。法向力Fn中的这种均匀降低再次在图4的图表中示出，其中交叉影线条表示在所有情况下作用在带组31顺序的带32-1、32-2和32-3的内侧35上的相应法向力Fnx。垂直影线条表示同样的参数，不过是在带组31的相邻带32之间具有一定的正径向游隙的情况下，水平影线条表示带组31的带之间具有一定的负径向游隙的情况下的参数。因此，可以从图4的图表中看出，在正径向游隙的情况下，在所有情况下作用在带组31顺序的带32-1、32-2和32-3的内侧35上的摩擦力Fwx在带组高度z上相对快速地降低，而在负径向间隙的情况下则正好相反。实际上，带组31的带32之间事实上通常会有径向游隙，并且在某些情况下甚至会故意地设置一定程度的游隙。
根据本发明，如果在带组31的带32-1、32-2和32-3之间有着可辨别的正或负径向游隙，仍然获得了摩擦力Fw在带组高度z上均匀的降低(这通常视为是最理想的分布)，或者至少接近这种情况。为此，本发明建议以适当的方式在两个顺序的带32(即一对相邻的带32)之间采用摩擦系数μ以使得从法向力Fnx开始，在带组高度z上摩擦力wFwx中期望的降低，这实际上是μX+1μX=Fnx·wFwX+1wFwX·FnX+1---(3)]]>更具体地，摩擦力FwX有利地均匀降低如下这样获得μX+1μX=z-xz-x+1·FnxFnX+1---(4)]]>
在这种情况下，法向力Fn在带组高度z上所实际出现的降低优选地设置为处于传动带运行期间出现的最严格状况下，因此尤其在这些情况下，获得了摩擦力Fw所希望的最佳降低。如果在带轮1，2之间传递的机械动力为最大值并且在带轮1上传动带3的有效工作半径R1的位置处为最小值的情况下，通常会出现这种最严格状况，也称为满负荷状况。举例来说，在其中使用了根据本发明的皮带轮3的客车中，这种最严格的运行状况通常出现在供应扭矩T的最大值和传动带3转速的最大值。
图5所示的图表示出了介于一对相邻带32之间的期望摩擦系数μx+1，其由公式(4)确定，与横向元件33和带组31的径向内带32-1之间接触的摩擦系数μ1有关，其结果是，对于图4所示的带组31，会获得摩擦力Fwx在带组高度z上成比例的降低，也就是对于带32之间没有径向游隙的带组31的交叉影线条、对于具有正径向游隙的带组31的垂直影线条和对于具有负径向游隙的带组31的水平影线条。从图5所示图表中能看出，在带组31的带32之间具有正径向游隙的情况下，有利的是带组31中带32之间的摩擦系数μ径向向外增大，而在负径向游隙的情况下情况则相反。
根据本发明，实际上，事实上能以令人惊奇地简单的方式来按照目标方式改变带32之间的摩擦系数μ。在这一点上，参考图6，其中两个相邻带32之间摩擦接触的摩擦系数μ相对于特征参数KP进行描绘，至少对于所述摩擦接触中所谓组合表面粗糙度Ra′的三个数值，其定义为Ra′=Ra12+Ra22---(5)]]>
在以上公式中，Ra1是所述摩擦接触中径向内带32-x的外侧36的表面粗糙度，而Ra2是所述摩擦接触中径向外带32-(x+1)的内侧35的表面粗糙度。
在图6中，组合表面粗糙度Ra′对于曲线I来说大约等于0.9μm而对于曲线II来说大约等于0.4μm；在两种情况下，摩擦接触中表面35，36之一的所述表面粗糙度Ra1，Ra2由应用到其上的粗糙轮廓产生。粗糙轮廓尤其具有控制通常用在传动机构中的润滑剂或冷却液流过摩擦接触的作用。在本例中，粗糙轮廓应用到带32的内侧35并且包括各种交迭、其间具有谷区41的较高峰40，峰40相对于带32的圆周方向L在两个主要方向上延伸，所述主要方向都相对于所述圆周方向L处于大约45度的角度。最后，曲线III涉及两个实际上光滑的带32之间的摩擦接触，即组合表面粗糙度Ra′的值大约为0.1μm，这个数值可以用作所述润滑剂流过摩擦接触的最小流动的下限。特征参数KP在这一点上如下定义KP=f·ΔvpAV---(6)]]>在以上公式中，Δv是所述两个带32-x和32-(x+1)之间在其圆周方向上的速度差，PAV是摩擦接触的接触压力，即相应法向力Fnx除以带32之间的接触表面积，并且f是应用于给定润滑油、给定温度和给定表面粗糙度Ra和粗糙轮廓的常数因子。根据公式(6)，在传动机构中传动带3的运行期间，特征系数KP将会至少稍微地变化，例如作为传动机构传动比的函数，并且对摩擦接触中速度差Δv的绝对值有影响，并且还作为由带轮作用在传动带3上的轴向力Fax的径向分量Fr的函数，并且显然还有法向力Fn在带组高度上的分布，这两者都对接触压力PAV有影响，所述接触压力对摩擦接触能起作用并且还受到带32轴向尺寸的影响。
从图6中，曲线I、II和III的形状的不同之处将通常在于润滑的摩擦接触。通常出现的曲线SC也在图6中示出并且例如可以从欧洲专利申请EP-A-1 221 562中得知。与希望的曲线SC相比，各个曲线I、II和III在其最右手侧部分中不希望地偏移的形状(尤其是显著的增大)，据申请人所知是由于带32之间摩擦接触在圆周方向以及还有相应运动上持续的具体特点所引起的，因此润滑剂只能从带32的侧面流入所述接触，这就限制了正常运行期间带组31的带32之间出现的润滑剂层或膜的厚度。因此假设所述膜厚随着速度差Δv比严格成比例增大(由曲线SC表示并在一般专业文献中有描述)更慢地增大。当速度差Δv增大时，摩擦系数μ也会相对快速地增大，例如由于润滑剂中紊流的缘故，所述紊流在摩擦接触的表面35，36附近产生，因为相对小的膜厚对于总体摩擦行为有着显著的影响。此外，已经观察到，前述轮廓的成形对于摩擦有着相当大的影响，这可能是由于其对上述紊流和膜厚的影响而导致的。
在限定的常数因子C的情况下，从图6中可以看出，摩擦系数μ通过接触压力pAV而受到摩擦接触中法向力Fn的影响，并受到摩擦接触中速度差Δv和摩擦接触中降低的表面粗糙度Ra′的影响。图6大致地示出了曲线I、II和III作为法向力Fn的函数所经过的三个区域，也就是其中摩擦系数μ实际上恒定而与法向力Fn无关(这种摩擦行为在文献中已知为边界润滑)的“A”区域、其中摩擦系数随着法向力Fn的降低而降低(这种摩擦行为在文献中已知为混合润滑)的“B”区域、以及其中摩擦系数随着法向力Fn的降低而增大的“C”区域。如前所述，后者行为以前在文献中并没有描述，但是对于润滑条件来说大致相当于文献中已知的完全油膜润滑并且其中摩擦接触的表面35，36彼此间由一层润滑剂完全地分开。在图6中，虚线至少大致地表示区域A、B和C之间的边界。这就是摩擦系数μ中作为所述参数的函数的这些变化，本发明以创造性的方式对此进行了研究。
根据本发明，首先，确定带组31的至少三个顺序带32之间至少两个顺序摩擦接触中法向力Fn的变化。这可以定性地确定——例如基于带32之间出现的径向游隙——或者甚至定量地确定——例如基于下述测量方法。那么，就借助于再次能定性或定量地定义的公式(2)和(3)来确定所述至少两个摩擦接触中摩擦系数μ的希望分布。举例来说，如果选择了定性的方法，足以确定径向游隙是正还是负，即法向力是否降低到在带组高度上比成比例的更大或更小的程度，并且作为这种确定的函数来选择所述参数以使得摩擦系数μ相应地增大或降低，例如基于图6的测量数据。
当然，特别有利的是在整个带组高度z上采用建议的方法，即对于所述的摩擦接触或者成对的相邻带32。
本发明一个可能应用的例子的开始点是一个其中由于带32之间的正径向游隙从而法向力Fn在带组高度z上比成比例的更快地降低的带组31，所述带32已经在图4的图表中用垂直影线柱示出。在这种情况下，根据本发明，在运行中出现在满负荷情况下的特征参数KP应当优选地选择为处于在图6中区域C，其方式使得摩擦系数μx在带组高度z上根据本发明期望的相对变化(在本例中是增大)在运行期间由于法向力Fn对特征参数KP的影响而自动地实现。这是因为在区域C，随着法向力Fn降低，即随着带32之间的接触压力PAV降低，带32之间的摩擦系数μ增大。在这一点上，尤其是带32的表面粗糙度Ra和应用其上的轮廓形状是用于导向摩擦系数μ的绝对水平的适合参数，所述绝对水平的情况在朝着其可能值的期望范围运行的过程中在带组31中出现，这能从曲线I、II和III彼此的比较中看出来。此外，这些参数还确定摩擦系数μ的变化程度，即相应曲线I、II和III的斜度，因此这能与法向力Fn中的所述限定变化相匹配。使用上述本发明的一个明显优点是能给带组31的所有带32提供相应的表面粗糙度Ra和表面轮廓并且因此能利用相同的制造工艺来产生。
比较同样的背景技术，对于其带32之间具有负径向游隙的带组31来说，事实是在运行期间满负荷情况下出现的特征参数KP优选地应当选择在图6中的区域B，其方式是这种情况下希望的摩擦系数μ中的相对降低通过法向力Fn对特征参数KP的影响来实现。
应当注意到，从摩擦损失的角度，有利的是绝对摩擦系数μ很低，即介于0.4和0.1微米之间，要求这个下限是为了获得所述润滑剂流过摩擦接触的最小要求。在这个方面，还有利的是运行期间满负荷情况下出现的特征参数KP选择为处于图6中相应曲线I、II和III所示摩擦系数μ的最小值或接近这个最小值，即在区域B和C之间过渡区域的附近，即在混合润滑条件和完全油膜润滑条件之间的过渡区域。
此外，其带32之间具有正径向游隙的带组31可以通过将运行期间满负荷情况下出现的特征参数KP选择为稍微大于与摩擦系数μ的最小值相关的参数值来进一步优化，具体地，其方式为事实上最小值出现在部分负荷情况。在这一点上，本发明基于观察到速度差Δv的影响对于速度差Δv和接触压力pAV之间的比率是决定性的，它们一起影响特征参数KP。因而，由于在正常操作期间，这些参数在从满负荷状况朝着所述部分负荷状况的转变中降低并且因为其中速度差Δv的影响是决定性的，部分负荷中特征参数KP的值就小于满负荷中的值。在这种情况下，本发明结合了部分负荷下传动带3上的低摩擦损失，这是由于摩擦系数μ的最小值出现在相应曲线I、II或III的相对平部分中，并且在满负荷下有着坚固的传动带设计，因为当特征参数KP随后稍微较大时，相应曲线I、II或III具有升高的趋势并且随着带32之间的法向力Fnx的降低，摩擦系数μ会增大，如同根据本发明对于其带32之间具有正径向间隙的带组31所希望的那样。
本发明定量和更准确应用所要求出现的法向力Fn的实际值能从理论上估计，比如通过基于带组31相应对的相邻带32之间的径向游隙以及在带组31上相应带轮1，2的位置作用于相应带组上的径向力Fr的分布进行模型计算，但是这些法向力也可以测量，例如在传动机构本身中或者借助于其中带组31被夹持在两个圆柱形辊之间的试验台上的测量方法，所述圆柱形辊通过用限定的夹持力推动这些辊彼此远离来驱动旋转。优选地，在这种情况下所述辊的尺寸或半径相当于传动机构中传动带3处于所述满负荷情况下的有效运行半径R1和R2，这优选地也应用到第一辊的旋转速度。由于与所述辊接触的内带32-1和带组31中另一个带32之间的有效运行半径存在着差别，在相应带32之间就产生了周边速度差Δv，其方式与传动机构运行期间自动出现的相同。如果适合，相应的第二辊(通常是半径较小的辊)能以如此的方式驱动为这个辊和带组31的径向内带32-1的内侧35的辊之间产生周边速度差，其相应于传动带3中在满负荷情况下较后的内侧35和横向元件33之间出现的速度差。夹持力优选地也以如此的方式选择为使得，至少在第二辊的位置处，较后的内侧35受到法向力Fn 1，所述法向力相应于传动带3在满负荷情况下出现的所述径向力。
此外，根据本发明使用特征参数KP提供了实际的益处，就是上述测量方法能在径向力Fr(即带组31的径向内带32-1上的法向力Fn1)和相应带之间速度差Δv的水平低于满负荷情况下所出现的水平的情况下执行，只要特征参数KP的相关值相应于其在所述满负荷情况下的值。从满负荷情况开始产生了传动带3使用寿命或负荷承受能力的最大改进。
那么，在辊位置处实际出现的法向力Fn能通过测量各个带32的延伸率ε而准确地确定，例如借助于应变仪测量装置，并且通过下述公式来转变Fnx＝ε·E·S·α (7)在上述公式中，E是制成相应带32的材料的杨式弹性模量，S是定向为垂直于圆周方向的相应带32的横截面的表面积，α是带组31与辊在测量延伸率ε处相接触的角度。
由于在现有技术情况下，比如应变仪测量装置，很难或者甚至不可能在与径向外带32-3分离的情况下测量带32的所述延伸率ε，本发明还建议了下述较简单的方法，其中—利用上述测量方法来确定带组31的外带32上的法向力FnB；—移除带组31的所述外带32，以使得以前是外带但是仍属于带组31中的带32随后变成位于径向最外的带32，即剩余带组的外带32；—按照因子(Fr-FnB)/Fr减小所述夹持力，所述夹持力导致了应用到全部带组31上的径向力Fr；并且其中—对在每种情况下仍然剩余的带组的外带32重复上述三个步骤直到带组只是包括一个带32，也就是最初的内带32-1，全部的带组31。
另一方面，上述测量方法以及还有以上提及的简单方法还适于确定实际上作用在带32的内侧35上的摩擦系数μ。在这种情况下，出发点是理论张力Ft在带32的圆周上的振幅，即所出现的最大张力FtMAX减去所出现的最小张力FtMIN，满足下述等式(FtMAXFtNIN＝eμε) (8)在以上公式中，α是带组31与两个辊中较小那个相接触的角度。由于张力Ft由带32的杨式弹性模量E、与带32的圆周方向垂直地定向的横截面的表面积S以及带的测量延伸率ε的乘积，等式可以写作μ=ln[(ϵMAX-ϵMIN)·E·Sα---(9)]]>在以上公式中，εMAX和εMIN分别表示在带32圆周上测得的延伸率ε的最大值和最小值，借助于上述测量方法和上述有用的方法，能对带组31的所有带32顺序地进行测量。
图7示意性地描绘了由此获得图6所示测量结果的粗糙轮廓。图7示出了一小片带32的内侧35，其上布置有高峰40，高峰之间是谷区41，以及传动带3的圆周长度L以及其带32。这种粗糙轮廓(其特别适于实现根据本发明摩擦系数μ的期望分布)的特征在于至少相当比例的峰40相对于带32的圆周方向L在两个主要方向上延伸，所述主要方向都定向为相对于带32的圆周方向成10至80度的角度，优选地成50至80的角度，因为这些峰40比谷区41高3至15微米并且因为这些峰40的横向尺寸相当于谷区41在所述方向上尺寸的不到1/7，优选地不到1/10。
如前所述，通过图6中曲线I、II和III所述的摩擦行为偏离了通常出现在润滑摩擦接触下且由曲线SC示出的行为。尤其，已经公开了，对于特征参数KP相对高的值，也就是完全油膜润滑条件应用到摩擦接触时，摩擦系数μ不会采用实际上恒定且低的数值，而是相反，随着特征参数KP的增大而显著地增大。所有这些的结果是带31之间摩擦接触的摩擦系数μ中出现不希望的最小值是特征参数的函数。因此，尽管事先传动机构的最佳设计已经旨在提供特征参数KP的最大可能值，根据本发明已经证明最小值也出现，此外，这个最小值的位置随着减小的粗糙度Ra′而变化。
基于这种新发现，本发明考虑到最小化摩擦损失，建议在图6相应曲线I、II或III所示摩擦系数μ处于最小值时或附近(即区域A或B和C之间的过渡位置处，由线OL示意性地示出)使用传动带3。考虑到摩擦损失，在这一点上有利的是绝对摩擦系数μ还被选择为很低，为此，根据本发明，减小的粗糙度Ra′应当选择为介于0.4和0.1微米的范围内。要求0.1μm的下限是为了获得所述润滑剂充分地流过摩擦接触。
由于特征参数KP不仅是由传动带3和带组31的几何形状限定，而且还例如由常数因子f和轴向力Fax的大小来限定，还通过操作使用该传动带的传动机构的参数来限定，因此其数值通常或多或少是固定的。在这种情况下，减小的粗糙度Ra′的适当选择还提供了允许最小化摩擦系数μ以与特征参数KP的相关值相符合的选择。
权利要求
1.传动带(3)，尤其用于无级变速器，比如用于客车，具有两个带轮，传动带(3)绕着所述两个带轮定位，所述传动带(3)包括连续的带组(31)，很大数目的横向元件(33)布置在所述带组上，所述横向元件能沿着带组(31)至少在圆周方向(L)上运动，带组(31)包括至少若干(z)个带(32)，这些带在径向上嵌套起来并且相对较薄，并且在带组(31)介于径向被包围物，即内带(32；x)，的外侧(36)和径向包围物，即外带(32；x+1)，的内侧(35)之间的至少两个相邻带(32；x，x+1)之间存在着圆周长度差，其特征在于，至少如果所述圆周长度差为正值，在传动带(3)运行时在两个相邻带(32；x，x+1)之间的摩擦接触中作用的摩擦系数(μx+1)大于在所述两个相邻带(32；x，x+1)的径向内带(32；x)的内侧(35)上的摩擦接触中作用的摩擦系数(μx)，以及，至少如果所述圆周长度差为负值，上述第一摩擦系数(μx+1)小于在所述两个相邻带(32；x，x+1)的径向内带(32；x)的内侧(35)上的摩擦接触中作用的摩擦系数(μx)。
2.根据权利要求1的传动带，其特征在于，至少如果所述圆周长度差为正值，则在所述两个相邻带(32；x，x+1)之间出现已知为完全油膜润滑条件的情况，以及，至少如果所述圆周长度差为负值，则在所述两个相邻带(32；x，x+1)之间出现已知为边界润滑条件的情况。
3.根据权利要求1或2的传动带，其特征在于，所述摩擦系数(μx+1，μx)满足下述等式μX+1μX=z-xz-x+1·FnxFnX+1]]>其中-x和x+1分别表示两个相邻带(32；x，x+1)中的径向内侧带和径向外侧带；-z表示带组(31)中带(32)的总数目；-Fn是作用在相应带(32；x，x+1)的内侧(35)上的最大法向力；并且其中-μ是作用在相应带(32；x，x+1)的内侧(35)上的摩擦接触中的摩擦系数。
4.根据权利要求1，2或3的传动带(3)，其特征在于，两个相邻带(32；x，x+1)中至少一个具有由高峰(40)形成的表面轮廓，所述高峰之间具有较低的谷区(41)。
5.根据权利要求4的传动带，其特征在于，至少一些峰(40)比谷区(41)高3至15微米，这些峰(40)的横向尺寸相当于谷区(41)在这个方向上尺寸的不到1/7，优选地不到1/10，以及这些峰(40)相对于带(32)的圆周方向(L)成10至80°的角度，优选地成50至80°的角度。
6.根据权利要求4或5的传动带，其特征在于，峰(40)至少在两个彼此成角度朝向的主要方向上延伸，所述主要方向相对于带(32)的圆周方向(L)以实际上相同的角度朝向。
7.根据前述任一权利要求的传动带，其特征在于，所述圆周长度差为正值，以及两个相邻带(32)具有介于大约0.4至0.1微米之间的组合表面粗糙度(Ra`)，其中在传动带(3)的部分负荷情况下，至少作用在摩擦接触的所述两个相邻带(32；x，x+1)的径向内带(32；x)的内侧(35)上的摩擦系数(μx)为最小值。
全文摘要
本发明涉及传动带(3)，其具有连续的带组(31)，大量的横向元件(33)布置在所述带组上，带组(31)包括至少若干个金属带(32)，这些带在径向上嵌套起来并且相对较薄，并且在带组(31)介于内带(32；x)的外侧(36)和外带(32；x+1)的内侧(35)之间的至少两个相邻带(32；x，x+1)之间存在着圆周长度差。根据本发明，至少如果所述差为正值，在传动带(3)运行时在两个相邻带(32；x，x+1)之间摩擦接触中作用的摩擦系数(μ
文档编号F16G5/16GK1820153SQ200480019407
公开日2006年8月16日 申请日期2004年7月6日 优先权日2003年7月8日
发明者马琳·伊丽莎白·英格·莱门斯, 明·德·陈, 马克·范德罗根, 阿尔耶恩·布兰德斯马 申请人:罗伯特·博世有限公司