DE2641698A1

DE2641698A1 - Fahrgetriebe

Info

Publication number: DE2641698A1
Application number: DE19762641698
Authority: DE
Inventors: Thorn W Dickinson
Original assignee: Textron Inc
Current assignee: Textron Inc
Priority date: 1975-09-18
Filing date: 1976-09-16
Publication date: 1977-03-24
Also published as: FR2324952B1; US4098145A; IT1068803B; GB1564918A; JPS5239064A; FR2324952A1; CA1053031A; DE2641698B2; DE2641698C3

Description

Patentanwälte
Dipl. Ing. Hans-Jürgen Müller
Dr. rer. nat. Tiiomas Berendt
D8 München 80 Lucfl*-Gr#*in-Stra8e 38

File 437

Textron, Inc., 40 Westminster Street, Providence, Rhode Island (V. St. A.)

Fahrgetriebe

Die Erfindung bezieht sich auf ein mechanisches Fahrgetriebe, insbesondere ein Planetengetriebe mit Planeten- und Zahnrädern.

Bisher vorgeschlagene derartige Getriebe sind von so großer mechanischer Komplexität, daß sie nicht mit herkömmlichen Getrieben (z. B. kupplungsbetätigten Getrieben) konkurrieren können. Bei ihnen treten ein übermäßig hoher Teileverschleiß sowie Wärmeentwicklung auf, und sie sind ganz allgemein nicht geeignet, um so relativ kleine Fahrzeuge wie Golfkarren,

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Gartentraktoren, Schneepflüge od. dgl. anzutreiben.

Aufgabe der Erfindung ist die Schaffung eines verbesserten mechanischen Fahrgetriebes der angegebenen Art, das in bezug auf herkömmliche Getriebe dieser Art technische und wirtschaftliche Vorteile bietet. Es soll kupplungslos und besonders für relativ kleine Fahrzeuge, z. B. Golfkarren, Gartentraktoren, Schneepflüge od. dgl., geeignet sein.

Diese Aufgabe wird durch ein Planetengetriebe gelöst, das nur ein einziges Steuerglied zum selektiven Bestimmen einer vorbestimmten Drehzahl innerhalb eines unendlichen Bereichs mit Yorwärtstrieb, Halten und Rückwärtstrieb des Fahrzeugs benutzt, ohne daß der Laufzustand des Antriebsoder des Fahrzeugmotors geändert wird.

In dem Getriebe wird ein Planetentreibradsystem verwendet, wobei ein automatischer Überlastschutz durch Verkleinern des Antriebsverhältnisses erhalten wird, und zwar innerhalb einer vorbestimmten Begrenzungsbedingung wie etwa 90 % für den Treibkoeffizienten der Wälzelemente, wodurch ein "Bruttoschlupf" oder "Bruttorutschen" vermieden und ein Wälzkontakt zu jeder Zeit sichergestellt wird.

Die Getriebeteile sind im Gleichgewicht und stehen unter Federvorspannung, um die Schaltsteuerkraft kleinzuhalten, und zwar insbesondere für Drehzahlen nahe der Neutralstellung, d. h. einer Antriebsdrehzahl von Null oder im wesentlichen EuIl, ohne daß der Dauerverbindungs- und -laufzustand der Getriebeteile gestört wird.

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Die Planentenräder des Planetengetriebes sind in bezug auf eine zentrale Antriebsachse selbststabilisierend achsenparallel.

Weiter sind die beweglichen. Teile im wesentlichen zu einer einzigen Baugruppe zusammengefaßt, die als Ganzes aus dem Getriebegehäuse für Wartungs- und Reparaturarbeiten herausnehmbar ist.

Die gestellte Aufgabe wird mit einer im Grunde einfachen Vorrichtung mit relativ großer mechanischer Wirksamkeit erreicht, die so kostengünstig ist, daß sie mit herkömmlichen Getrieben geringerer technischer Leistungsfähigkeit konkurrieren kann.

Durch die Erfindung wird also ein verbessertes mechanisches Fahrgetriebe mit einem einzigen Steuerglied angegeben, wodurch ein erwünschter Bereich von Übersetzungsverhältnissen zwischen der Antriebs- und der Abtriebswelle selektiv erhalten werden kann, ohne daß eine Kupplungsverbindung mit der Antriebsmaschine, z. B. einer Brennkraftmaschine, erforderlich ist. Das Getriebe umfaßt eine Kombination vollständig mechanischer Reibrad- und Zahnrad-Planetensysteme, die immer miteinander in Verbindung stehen unabhängig davon, ob das einzige Steuerglied zum Vorwärtsantrieb, Halten oder Rückwärtsantrieb der Abtriebswelle betätigt wird. Bei dem beschriebenen Ausführungsbeispiel erfolgt bei steigender Last eine automatische Verkleinerungsreaktion, und in axialer Richtung wirkende Hauptreaktionskräfte sind durch den Umlaufmechanismus unabhängig, wodurch beträchtliche Axial-

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kraftkomponenten, die auf Hauptlager des Mechanismus wirken, vermieden und die erforderliche Kraft zur selektiven Steuergliedbetätigung auf sehr kleine V/er te reduziert wird.

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird nachstehend anhand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigen:

l^?ig. 1 einen Längsschnitt durch das Fahrgetriebe

nach der Erfindung;

Pig. 2 eine Ansicht des rechten Endes des Getriebes nach Fig. 1 nach Entfernen der rechten Abdeckung und der Abtriebs-Baugruppe ;

Pig. 3 eine perspektivische Explosionsansicht des

Planetenträgers des Getriebes;

Fig. 4 eine linke Endansicht des Getriebes nach Fig. 1, wobei das Gehäuse teilweise weggebrochen ist und Steuerteile gezeigt sind; ..---.

Fig. 5 eine Seitenansicht von Steuerteilen;

Fig. 6 eine perspektivische Explosionsansicht einer lastabhängigen Schaltsteuermechanik von Fig. 1, wobei Teile weggebrochen sind, um die Beziehung zwischen den Elementen zu veranschaulichen;

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Fig. 7 eine Draufsicht auf eine iCurvenplatte in der Schaltsteuermechanik;

Fig. 8 eine Draufsicht "bzw. eine Seitenansicht und 9 eines inneren Verbindungselemente in

der Mechanik nach Fig. 1;

Fig. 10 die Federkennlinien von in der Yorrichtung nach Fig. 1 verwendeten Federn, und

Pig. 11 Leistungskennlinien des Getrieftes nach Fig. 1.

Das Fahrgetriebe nach Fig. 1 nimmt die kontinuierliche Antriebsumdrehung einer .Antriebswelle 10, z. B. einer nicht gezeigten Brennkraftmaschine, auf und wandelt diese in Vorwärts antrieb, Leerlauf (Anhalten) oder Rückwärtsantrieb einer Abtriebswelle 11 um entsprechend der selektiven Längsstellung eines einzigen Schalt- oder Steuerhebels 12. Das Getriebe wird im Zusammenhang mit einem Kleinfahrzeug, z. B. einem Rasen- oder Gartentraktor, erläutert, der einen Motor mit zwischen 10 und 20 PS aufweist: das erfindungsgemäße Prinzip ist jedoch in weiterem Umfang anwendbar. Eine Fernbetätigung des Schalthebels 12 hängt von den gegebenen Möglichkeiten ab, wobei das nach außen vorstehende Ende des Schalthebels 12 entsprechend angeschlossen werden muß.

Das Getriebe ist in einem relativ kleinen becherförmigen Gehäuse 13 enthalten, in dessen geschlossenem Ende die An-

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triebswelle 10 durch ein Wälzlager "14 gelagert und durch eine geeignete "Vorrichtung 15 dicht angeordnet ist. Der Schalthebel 12 ist von einem oberen Teil des geschlossenen Endes des Gehäuses 13 verschiebbar gehaltert und bei 16 dicht angeordnet. Das Gehäuse ist durch eine lösbare Sndhaube 17 verschlossen, die eine mittige Nabe aufweist, in der die Abtriebswelle 11 in voneinander beabstandeten Hadel- und Kugellagern 18, 19 gelagert und bei 20 in geeigneter Weise dicht angeordnet ist. Die Wellen 10, 11 haben teleskopartige Enden mit dazwischen angeordneten Eadellagern 21, und ein Abtriebskegelrad 22 symbolisiert eine last.

Im Gehäuse 13 ist als Seil einer auf der Antriebswelle 10 angeordneten vollständigen Baugruppe ein Planetenradträger 25 drehbar in Lagern 26 angeordnet; der Planetenradträger 25 positioniert mehrere Planentenräder 27 in Winkelanordnung und mehrere Zahnräder 28 in gleichen Winkelabständen in Verbindung miteinander, wodurch noch zu erläuternde Planetengetriebe aus Treibrädern und ineinandergreifenden Zahnrädern miteinander verbunden werden. Bevorzugt sind drei Planetenräder 27 und drei Zahnräder 28 vorgesehen. Jedes Planetenrad 27 weist vorstehende drehbare Lagerenden 29 auf, die in Hadellagern 30 in Schiebern 31 drehbar sind, die ihrerseits in Radialleitschlitzen 32 im Träger 25 geführt sind, wie noch unter Bezugnahme auf Fig. 3 erläutert wird.

Jedes Planetenrad 27 ist ein einziges unbiegsames Element, das zwei gleiche Wälzkontaktflächen 33» 33' aufweist, die abgesturapft-toroid und konkav sind, die Wälzkontaktflächen 33, 33' sind in im wesentlichen axial-entgegengesetzter und

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nach radial außen verlaufender Richtung abgeschrägt, und jede Fläche 33, 33' kann die Umdrehungsflache eines Kreisbogens um eine Achse außerhalb des Kreises, in dem der Bogen liegt, sein.

Das Treibrad-Planetengetriebe umfaßt zwei gleiche Sonnenräder 35, 35^f, die unabhängig voneinander und verkeilt axial verschiebbar auf einer Antriebshülse 36 angeordnet sind, die bei 37 auf die Antriebswelle 10 gekeilt ist; eine Verbindung in Form einer axial biegsamen und torsionsfesten Platte oder eines Keils 34 (vgl. auch die Fig. 8 und 9) dient zum Herstellen einer Keilverbindung zwischen der Hülse 36 und örtlichen Keilnuten 34' in den Sonnenrädern 35, 35'. Die Außenflächen der Sonnenräder 35, 35^f sind konvex und entgegengesetzt geneigt orientiert, wobei jede bevorzugt die Rotationsfläche eines Kreisbogens ist, dessen Radius kleiner als der des die Wälzkontaktflächen 33, 33' definierenden Kreisbogens ist. Gegenüberliegende Tellerfedern 38 sind auf der Antriebshülse 36 durch Sicherungsringe 39 gehalten, um die Sonnenräder 35, 35' in axialer Richtung mit vorbestimmtem Druck gegen die entsprechenden Wälzkontaktflächen 33, 33' vorzuspannen, so daß eine nach radial außen gerichtete Kraft ausgeübt wird, die dazu tendiert, die Planetenräder 27 nach außen zu verschieben. Dieser Verschiebung und Kraft wird durch eine gleiche, nach axial innen gerichtete Druckkraft entgegengewirkt, die von zwei Reaktionsringen 40, 40' ausgeübt wird, die im Gehäuse 13 drehfest gelagert sind. Diese Halterung und die Einstellung und Änderung der Druckkraft auf die Reaktionsringe 40, 40' wird später noch erläutert, und zwar im Zusammenhang mit der Steuerung durch

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die Schaltstange 12 und der lastabhängigen Zurückschaltmechanik. Die nach innen gewandten Wälzkontaktflächen der Reaktionsringe 40, 40' sind wie diejenigen der Sonnenräder

35, 35' als einefRotationsflache eines Kreisbogens definiert, dessen Radius kleiner als derjenige des die Wälzkontaktflächen 33t 33^f definierenden Kreisbogens ist.

Das aus miteinander kämmenden Zahnrädern bestehende Planetengetriebe umfaßt ein Antriebsrad 41, das bei 37 auf die Welle 10 aufgekeilt und zwischen Sicherungsringen 42, 43 axial zusammen mit der Hülse 36, den inneren Laufringen von Lagern 14, 26 und axialen Abstandselementen 44, 45 gehalten ist. Das Antriebsrad 41 steht dauernd mit den Zahnrädern 28 in Eingriff, und letztere stehen dauernd mit den nach innen gewandten Zähnen eines Hohlrads 46, das auf die Abtriebswelle gekeilt ist, in Kontakt. Jedes Zahnrad 28 ist mittels Nadellagern bei 47 an einem Stützstift 48 gesichert (vgl. die Fig. 1, 2 und 3), der durch ein Element 49 mit einem Teil des Planetenträgers 25 fest verbunden ist.

Der Planetenträger 25 (Fig. 3) umfaßt im wesentlichen ein Planetenradträger-Gußstück 50 und eine Zahnradkäfig-Untergruppe 51, die durch Bolzen 52 miteinander verbolztsind. Das Gußstück 50 ist an seinem in Lagern gehaltenen Ende 53 im wesentlichen ein kontinuierlicher plattenförmiger Ring, der mit einstückig ausgebildeten Winkelsegmenten 54 geformt ist, die sich in axialer Richtung erstrecken und winkelmäßig voneinander beabstandet sind entsprechend dem Planetenradspiel an den jeweiligen radialen Leitschlitzen 32. Die Zahnradkäfig-Untergruppe 51 umfaßt Ringplatten 55, 56, die durch Abstandsniete 57 in axialer Richtung beabstandet ge-

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haltert sind. Die Platte 55 hat drei Lappenvorsprünge, die ein sicheres Verbolzen dieser lappen mit den entsprechenden Segmenten 54 ermöglichen: die Platte 56 ist kreisförmig und weist an winkelmäßig "beanstandeten Stellen Bohrungen zur Aufnahme der drei Zahnradachsen 47 auf. Wie am besten aus Fig. 2 ersichtlich ist, verlaufen die miteinander fluchtenden Mittenöffnungen 55', 56¹ der Platten 55, 56 mit Spielraum um die Zähne des Zahnrads 41.

Es wird jetzt die drehfeste Halterung und die Druckeinstellung der Reaktionsringe 40, 40' erläutert, wobei hauptsächlich auf die Fig. 4-6 Bezug genommen wird, um die Mechanik zu erläutern, durch die die einer Drehung entgegenwirkende drehfeste Halterung für die Reaktionsringe 40, 40' gebildet wird und eine selektiv angewandte steuernde Positionierung des Schalthebels 12 einer automatischen lastabhängigen Korrektur unterliegt. Im wesentlichen umfaßt die Mechanik eine drehelastische Aufhängung einer in axialer Richtung vorbelasteten Druckbaugruppe, die im unteren Teil von Pig. 6 als Explosionsansicht gezeigt ist, und eine nockenbetätigte Einheit des Gehäuses, die dem Schalthebel 12 zugeordnet ist und als Baugruppe in bezug auf die Druckbaugruppe versetzt (längs der Fluchtlinie 60) gezeigt ist. Die Schaltachse des Schalthebels 12 verläuft parallel zur Mittenachse des Planetengetriebes (d. h. zur Achse der Reaktionsringe 40, 40¹)» und eine gewählte Positionierung des Schalthebels 12 wird über eine Steuerkurvenscheibe 61 und ein gewölbtes Steuerkurvenfolgejoch 62, das bei 63 mit einer in axialer Richtung festgelegten Stelle im Gehäuse in Beziehung steht, in entsprechende Druckv/irkungsänderungen übertragen. Es sind zwei Jochschwenkzapfen 63 an im wesentlichen

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diametral gegenüberliegenden Stellen an den Armen des Jochs 62 vorgesehen, und eine Bockenfolgerolle 64 am Mittenpunkt des Jochs 62 folgt der Schalthebelstellung über einen ersten Steuerschlitz 65 in der Steuerkurrenscheibe 61. Ein Stabilisierungskanal 64' bildet einen Teil der Hülse 68 in ]?orm einer axial verlaufenden Hut zum Leiten des nach radial innen vorstehenden Endes des die Eockenfolgerolle 64 haltenden Stifts, und das äußere gewölbte Längsprofil der Wandungen des Kanals 64' verleiht dem Fiockenfolgegliedbereich im Verlauf der Schwenkbewegung des Jochs um die Achse des Glieds 63 Torsionsfestigkeit. Die Rahmen-Bezugspunkte für die Jochschwenkzapfen 63 sind nach Mg. 2 durch zwei gleiche diametral gegenüberliegende Blöcke 66 gebildet, die am Gehäuse 13 gesichert sind und deren jeder einen gewölbten Leitkanal 67 aufweist, in dem der Jochschwenkzapfen 63 axial so eingeschlossen ist, daß er für eine bogenförmige Verschiebung eine begrenzte Bewegungsfreiheit hat.

Die Druck-Baugruppe umfaßt beabstandete äußere Buchsen 68, 69, die in axialer Richtung an den Reaktionsringen 40, 40' anliegen; der Radius, mit dem die Buchse 68 somit am Reaktionsring 40 anliegt, ist in Fig. 6 durch eine Schraffierung zwischen beabstandeten gekrümmten Strichlinien bei 68' angegeben; der andere Reaktionsring 40^f sitzt in einem Testlegerand und an einem Hauptteil 69^f der Buchse 69. Die Buchse 68 umfaßt voneinander beabstandete Haltearme 70 mit Ausnehmungen 70' zum Anliegen und Abtasten der momentanen axialen Lage eines ersten Kurbelbereichs 71 jedes Jocharms, während ein zweiter Kurbelbereich 72 jedes Jocharms für ein gleiches

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Abtasten der axialen Lage durch die andere Buchse 69 "benutzt wird. Da die Kurbelbereiche 71, 72 auf gegenüberliegenden Seiten der Achse des Jochschwenkzapfens 63 liegen, sind die Axialversehiebungen der Buchsen 68, 69 bei Jochbetätigung gleich und entgegengesetzt. Steif-nachgiebige Tellerfedern

74 dienen dazu, die Reaktionsringe 40, 40' mit einer Druckbelastimg der Buchsen 68, 69 zu beaufschlagen; die äußere radiale Begrenzung der iellerfedern 74 wirkt (in den Fig.

1, 5 und 6 nach rechts) auf die Buchse 68, während ein sich diametral erstreckendes Glied 75 mit einer gleichen und entgegengesetzten Kraft von der inneren Begrenzung der Tellerfedern 74 beaufschlagt wird. Zwei Yerbindungsstangen

76 verbinden diametral gegenüberliegende Enden des Glieds

75 mit entsprechenden diametral entgegengesetzten Stellen auf dem Buchsenhauptteil 69', so daß die auf das Glied 75 wirkende !Federkraft unmittelbar in eine Federkraft auf die Buchse 69 (nach links in den Fig. 1,5 und 6) übertragen wird. Jede Verbindung einer Yerbindungsstange 76 mit einem Ende des Glieds 75 umfaßt (vgl. Fig. 6) ein Verbindungsstangen-Leitglied 77 mit einem Längskanal zur Aufnahme und Festlegung der zugehörigen Yerbindungsstange 76; der Kanal liegt seinerseits in einem nach außen geschlitzten Ende des Glieds 75; Flansche 78 an jedem Leitglied 77 wirken an den Rändern jedes Endschlitzes des Glieds 75 gegen dieses, und eine Unterlegscheibe 79 unter dem Kopf jeder Verbindungsstange liegt an den Flanschen 78 des benachbarten Leitglieds

77 an. Schließlich wirkt eine Ausnehmung 72^f an einem in Längsrichtung mittigen Bereich jedes Leitglieds 77 mit dem Jochbereich 72 zusammen zum Ansprechen auf eine Verschiebung der lockenfolgerolle 64.

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Aus der vorstellenden Erläuterung ist ersichtlich, daß der momentane axiale Abstand der äußeren Reaktionsringe 40, 40· immer und ausschließlich eine Funktion der momentanen Winkelstellung des Jochs 62 um seinen Schwenkzapfen 63 ist. Die Kraft, mit der dieser Abstand der Reaktionsringe 40, 40' unterhalten wird, ist die Kraft, die zum Erreichen eines Gleichgewichtszustands mit der momentanen nach radial außen wirkenden Verschiebekraft der Planetenräder 27 erforderlich ist. Der relativ große mechanische Vorteil aufgrund des tiberwiegens des Radius R- der K'ockenfolgerolle über die Radien Rp der Betätigungskurbel (vgl. Pig. 5) "bedeutet eine entsprechend verringerte Reaktionskraft, gesehen längs der Verschiebeachse des Steuerhebels 12, bevorzugt wird jedoch die Kraftkennlinie der Federn 74 so gewählt, daß eine Vorbelastungskraft derart entgegengesetzt zu der nach radial außen wirkenden Verschiebekraft der Planetenräder 27 erzeugt wird·, daß eine Keutralstellung des Jochs 62 naturgemäß erhalten "bleibt. Damit ergibt sich bei jeder Einstellverschiebung des Schalthebels 12 aus seiner Neutralst ellung nur eine Ausgleichsbetätigung der jeweiligen Enden der Druck-Baugruppe, so daß die Steuerkraftgroßen relativ niedrig gehalten werden können und sich eine möglichst kleine Rückwirkung auf das Gehäuse oder auf die Steuermechanik ergibt.

Die beiden Verbindungsstangen 76 durchsetzen miteinander fluchtende Festlegeöffnungen in jedem Reaktionsring 40, 40' und in der in der Radialebene verlaufenden Wand jedes Haltearms 70, wodurch eine winkelmäßig verkeilte Einheitlichkeit aller Teile der Baugruppe gewährleistet ist. Ferner

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hat die Buchse 69 diametral gegenüberliegende Paare von Winkelmaßig beanstandeten Armen 80; zwischen jedem Armpaar sitzt eine durch Druck vorgespannte Feder 81 auf Unterlegscheiben 82. Ein beträchtlicher Teil jeder Unterlegscheibe 82 ragt in bezug auf die Arme 80 nach radial außen zur drehelastischen gegenwirkenden Anlage an benachbarten Seitenwandbereichen von diametral gegenüberliegenden Ausnehmungen 83 im Gehäuseteil 17; diese Ausnehmungen sind aus Fig. 4 ersichtlich; in Fig. 2 sind jedoch die Federn 81 weggelassen, um die Leitblöcke 66 für die Jochsehwenkbewegung besser zu verdeutlichen.

Die obere drehfeste Steuerbaugruppe von Fig. 6 umfaßt ein unregelmäßig viereckiges Halteglied 85 aus geformtem Metallblech, das voneinander beabstandete hochkantige Vorsprünge 86, 87 als Führungen für den Schalthebel 12 aufweist, die jeweils ein Seil von Versteifungsendflanschen 88 bzw. 89 sind. Die äußeren Enden des Flanschs 89 sind größer, um ein sicheres Verbolzen mittels Crewindebolzen mit dem Inneren des Gehäuses 13 zu ermöglichen (vgl. auch Fig. 2); der Zwischenabschnitt des unteren Rands des Flanschs 89 ist bei 89' ausgeschnitten zur enganliegenden Aufnahme der Steuerkurvenplatte 61. An seinem axial inneren Ende ist der Schalthebel 12 hinterschnitten zur Bildung einer ebenen, diametral verlaufenden Fläche, so daß eine Buchse 91 zum richtigen Beabstanden der Schwenkverbindung der Steuerkurvenplatte 61 am Schalthebel 12 mittels eines Stifts 92 stabilisiert auf dem Schalthebel sitzt. Ein I-ittenbereich 93 des Schalthebels 12 ist in gleicher Weise hinterschnitten, wodurch sich ein Arbeitsspiel mit dem

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Kockenfolgeglied 64 ergibt und eine !-,ietbefestigung eines eine l:ut aufweisenden Stifts 94 zur geführten Halterung .der Steuerkurvenscheibe 61 über ihren Schwenkbereich ermöglicht wird. Wie am besten aus Fig. 7 ersichtlich ist, weist die Steuerkurvenscheibe 61 einen ersten Steuerschlitz 64 und einen zweiten Steuerschlitz 95 auf; ein erster Steuerkurvenabtaststift 97 ist am Halteglied 85 gesichert und läuft ununterbrochen auf der Steuerkurve 95 ab, und das Nockenfolgeglied 64 läuft ununterbrochen auf der Steuerkurve 65 ab.

Eine axiale Verschiebung des Schalthebels 12 bewirkt, daß der Steuerkurvenabtaststift 97 im Zusammenwirken mit der Steuerkurve 95 die Steuerkurvenscheibe 61 um die Achse des Schwenkzapfens 92 verschwenkt. Dieses Verschwenken der Steuerkurvenscheibe 61 ändert die momentane Lage des Steuerkurvenabtastglieds 64 längs der Steuerkurve 65, und gleichzeitig ist die Steuerkurvenscheibe 61 gemeinsam mit dem Schalthebel 12 in Längsrichtung verschoben worden, so daß dem Joch 62 eine Drehbewegung um seinen Schwenkzapfen 63 erteilt wird und dadurch der axiale Abstand und damit die Druckkraft der Reaktionsringe 40, 40^! sowie der Vorspannzustand der Federn 74 direkt geändert werden.

Die Steuerkurve 95 umfaßt nach Fig. 7 zwei Endbahnen A und B eines zweiläufigen Profils, und die Steuerkurve 65 umfaßt einen mittigen Abschnitt C mit konstantem Radius um den Schwenkzapfen 92 und divergente Endbahnen D und E, so daß insgesamt ein Zick-Zack-Profil gebildet ist. Die Bedeutung

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dieser Bahnverläufe wird noch, näher erläutert. Pur jede vor- gegebene Schalthebelstellungswahl und entsprechende Längsstellung der Steuerkurvenseheibe 61 ergibt sich eine entsprechende Winkeleinstellung derselben um den Schwenkzapfen 92 durch Zusammenwirken des Steuerkurvenabtaststifts 97 mit der Steuerkurve 95; ferner xvird für jede vorgegebene last-Drehmomentrückv/irkung, die weitere Kompressionsverschiebung der Federn 81 bedingt, die Lage des Steuerkurvenabtastglieds 64 längs der Steuerkurve 65 entsprechend so weit geändert sein, daß das Steuerkurvenabtastglied in Abhängigkeit von der Richtung der Drehmomentrüclcwirkung in eine der Endbahnen D, E eintritt.

Es wurde bereits erwähnt, daß jede Positionsänderung des Abstands der Reaktionsringe 40, 40' von einer Stellungsverschiebung der Planetenräder 27 in radialer Richtung gegen die Kompressions-Yorspannung der Sonnenräder 35, 35' aufgrund der gemeinsamen Wirkung der Eedern 38 begleitet ist. Die Federn 74 dienen nur sum Entlasten der am Schalthebel 12 auftretenden resultierenden Kraft: die Kennlinie und die Vorspannkraft der Federn 74 sind so gewählt, daß sie die momentane Axialkraft-Rüekwirkung von den Yorspannfedern im wesentlichen ausgleichen. In bezug auf die Positionierung des Schalthebels 12 hängt das Fahrgetriebe-Gesamtverhältnis immer primär von der momentanen Positionseinstellung des Schalthebels 12 und zweitens von derjenigen korrigierenden Änderung des Schwenkwinkels des Jochs 62, die für eine solche Einstellung aufgrund des Last-Rückwirkungseinflusses auf die gegendrehenden Federn 81 und die Steuerkurvenglieder 65, 64 erreicht wird, ab. In bezug auf das er-

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läuterte Ausführungsbeispiel, "bei dem Vorwärtsantrieb, Halte- oder Leerlaufbetrieb und Rückwärtsantrieb selektiv erhalten v/erden können, wird die Leerlauf stellung (Antriebsdrehzahl EuIl) sowohl unter Lastbedingungen als auch bei Kichtvorhandensein einer Last erhalten; die zum Erreichen der Leerlaufstellung erforderliche Schalthebelstellung ist immer die gleiche, aber das Steuerkurvenabtastglied 64 nimmt je nach dem Lastzustand verschiedene Stellungen im Mittenbereich C der Steuerkurve 65 ein. In jedem Pail wirken jedoch die vorher erwähnte Federrückwirkung zwischen den inneren Federn 38 und der Ausgleichseffekt der äußeren Federn 74 immer auf die Vorrichtung ein, und Fig. 10 dient zur Veranschaulichung dieser Feststellung.

Als. Federn 38 und 74 werden bevorzugt Tellerfedern verwendet, da sie die Eigenschaft haben, daß sie bei axialen Durchbiegungen über den Wert hinaus, an dem ihr positiver Federkonstantenkoeffizient endet, einen negativen Federkonstantenkoeffizienten haben. Dieser Positiv-Legativ-Charakter des Tellerfederkoeffizienten trifft sowohl auf solche Federn zu, die nur einfache kegelstumpfförmige Tellerfedern sind, als auch auf Federn, die zusätzlich radiale Schlitze oder andere Besonderheiten aufweisen. Die Bezeichnung "Tellerfedern" stellt also keine Einschränkung auf einfache kegelstumpfförmige Tellerfedern dar. Bei der bevorzugten Anwendung sind die Federn 38 derart vorgespannt, daß sie jederzeit im"negativen Federkonstantenbereich ihrer Koeffizienten arbeiten.

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Fig, 10 zeigt die Anwendung der äußeren vorgespannten Ausgleichsfedern 74 gegenüber der Vorspannkraftrückwirkung der Tellerfedern 38 der Sonnenräder. Die Vollinie stellt die Kennlinie der Ausgleichsfedern 74 dar, wobei die Axialkraft als zunehmendes Übersetzungsverhältnis angegeben und die Vorwärtsrichtung als positiv angenommen ist. Der ausgewählte Anwendungsbereich der Feder 38 erstreckt sich über den Kurvenabschnitt mit negativer Pederkonstanten zwischen den Grenzlinien 100, 101 des Vorwärts- und Rückwärtsantriebs, d. h. der Drehzahl der Abtriebswelle 11 in bezug auf die Drehzahl der Antriebswelle 10." dieses Übersetzungsverhältnis ist in der neutralstellung 102 lull. In Klammern ist angegeben, daß bei größeren Übersetzungsverhältnissen in Vorwärtsriehtung die Reaktionsringe 40, 40' stärker zusammengedrückt werden (die Feder 74 wird weniger zusammengdrrückt) und daß bei verringerten Übersetzungsverhältnissen einschließlich Rückwärtsantrieb die Reaktionsringe 40, 40' stärker voneinander weg verschoben werden (die l'eder 74 wird stärker zusammengedrückt), und zwar entsprechend den Jochstellungen (vgl. Pig. 5). über den Bereich 101, 100 nach Pig. 10 werden also die bei 101 am weitesten voneinander getrennten Reaktionsringe 40, 40' während des Schaltens durch die lieutralstellung weiter zusammengebracht; während dieses Schaltens durch den Bereich 101, 100 wird die Feder 74 progressiv ausgedehnt oder zusammengedrückt, aber aufgrund ihres Betriebs mit negativer Federkonstanten in diesem Bereich nimmt die Vorspannkraft der Feder 74 zu. Aus dem gleichen Grund sind Schaltverschiebungen, die die Reaktionsringe 40, 40' weiter auseinanderbewegen, von einer abnehmenden Vorspannkraft der Feder 74 begleitet.

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In einem angenommenen Pall, in dem die "Neutral"-Stellung das erwünschte Gleichgewicht herstellt (d. h., der Schalthebel 12 liegt in der Neutralstellung, und bei 22 findet nur eine geringe oder keine Last-Drehmomentrückwirkung statt), ergibt sich die Reaktionskennlinie der vorgespannten Sonnenradfedern 38 (vgl. Strichlinienkurve in Pig. 10) als eine sich ausbreitende Yerschiebekraft zwischen den Reaktionsringen 40, 40¹, d. h. ein im Gegenuhrzeigersinn erfolgendes Reaktionsmoment auf das Joch 62 (gesehen nach den Pig. 5 und 6), und ist so gewählt, daß sie die Vollinienkurve am "Neutral"-Punkt 102 schneidet oder ausgleicht. Bei jeder Schalthebelverschiebung aus der Eeutralstellung und in Vorwärtsrichtung entwickelt sich zwischen dem inneren und dem äußeren Pedersystem (wobei das Pedersystem 38 dominiert) eine Richtungsdifferenzkraft P^; das Außenringzusammendrücken, das von der Entwicklung dieser Kraft P₁ begleitet war, bewirkt eine nach radial innen erfolgende Verschiebung der Planetenräder 27 und ein Sichausbreiten der Sonnenräder 35, 35' (mit gleichzeitiger Änderung des Abtriebs-Übersetzungsverhältnisses). Und aufgrund der erwähnten negativen Pederkonstanten aller Pedersysteme wird die erforderliche PIanetenradverschiebung schnell mit nur wenig erhöhtem Widerstand erreicht. Bei einer Schalthebelverschiebung aus der Heutralstellung in Rückwärtsstellung entwickelt sich eine ähnliche, jedoch entgegengesetzt gepolte geringe Differenzkraft Pp (wobei das Pedersystem 74 dominiert), so daß die nach radial außen erfolgende Verschiebung der Planetenräder (aufgrund der gleichzeitig in axialer Richtung erfolgenden Verschiebung der Sonnenräder 35, 35') schnell aufgenommen wird. Pur jede am Schalthebel 12 gewählte Drehzahl sind

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die höchsten B.eaktionskräf te P^, F~ zwar von relativ geringer Größe, jedoch von solcher Polarität, daß sie dazu beitragen, die Vorrichtung in die Keutralstellung zurückzuführen, wobei natürlich der beim Zurückführen des Schalthebels 12 in seine Neutralstellung auftretende Luftwiderstand zu berücksichtigen ist.

Für viele Anwendungsgebiete ist das erläuterte Getriebe völlig zufriedenstellend; Fig. 5 zeigt ,jedoch zusätzlich ein Merkmal, durch das sich eine stärkere Federkraft ergibt, die das Joch 62 und sein Steuerkurvenabtastglied 64 von extremen Verschiebestellungen wegdrückt. Dazu hat ein Schiebearm 98 durchbohrte, nach oben abgebogene Enden und ist aufgekeilt in Längsrichtung längs einer im Schnitt viereckigen Führungsstange 98' verschiebbar, die im Gehäuse gesichert ist. Ferner hat der Arm 98 gegabelte Ansätze, die dauernd die Längsstellung eines Teils des Verschiebejochs 62 abtasten, wenn dieses sich um den Schwenkzapfen 63 bewegt; eine Kompressionsfeder 99 an der Leitstange 98· ist zwischen Festlegestiften 99' durch die Leitstange 98^f vorgespannt. Wenn das Joch 62 nach rechts (Drehzahlwahl in Vorwärtsrichtung) verschoben wird, drückt das linke Ende des Schiebearms 98 die Feder 99 weiter zusammen und entlastet somit die Feder 99 von dem linken Haltestift 99 (vgl. Fig. 5); infolgedessen neigt die Feder 99 dazu, das Joch 62 in die Keutralstellung oder eine Stellung unterhalb der vollen Torwärtsdrehzahlstellung zurückzubringen; das gleiche erfolgt bei Rückwärtsdrehzahlwahl, wobei das rechte Ende des Schiebearms 98 die Feder 99 weiter zu-

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sammendrückt, so daß die Feder 99 dazu neigt, das Joch 62 in eine mittigere Lage zurückzubringen.

Bei einem Ausführungsbeispiel eines Getriebes, bei dem ein 20 PS-Motor die Antriebswelle 10 über einen übersetzungsverhältnisbereich nach Fig. 10 antreibt und die Bereichsgrenzen 100 bzw. 101 +0,4:1 bzw. -0,15:1 sind, wurde mit Erfolg ein Planetengetriebe-Übersetzungsverhältnis von 2:1 verwendet, wobei die Sonnen- und Hohlräder 41 bzw. 46 jeweils 28 bzw. 56 Zähne haben und drei je 13 Zähne aufweisende Planetenzahnräder 28 in einem Kreis mit einem Durchmesser von 91,4 mm umlaufen. Gleichzeitig werden bei dem Planetengetriebe Planetenräder 27 verwendet, wobei der Krümmungsradius der konkaven Wälzkontaktfläche 35,1 mm beträgt und ein 40 -Eogen dieses Radius dazu verwendet wird, jede konkave Rotationsfläche zu bilden; dabei liegt der Mittelpunkt des Krümmungsradius 40,1 mm versetzt von der Radachse; zum Zusammenwirken mit dieser Planetenradvorrichtung hat jedes Sonnenrad und jedes Reaktionsrad eine konvexe Wälzflächenkrümmung mit einem Radius von 27,07 mm, wobei ein 40°-Bogen dieses Radius um 25,4 mm zur Sonnenradachse versetzt ist und ein 20°-Bogen dieses Radius um 92,2 mm von der Achse der Reaktionsringe versetzt ist, um die jeweiligen konvexen Rotationsflächen zu bilden. Die Teile laufen in einem Reiböl (z. B. einem Synthesekohlenwasserstoff-Getriebefluid der Monsanto Co., das unter dem Handelsnamen SAKTOTRAC-50 auf dem Markt ist).

In der Beutral-Stellung des Schaltjochs 62 ist bei dem spezifischen Ausführungsbeispiel der effektive Radius der

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Umlaufkreisbahn der Planetenräder 27 derart, daß der Planetenträger 25 mit etwa 1/3 der Antriebswellendrehzahl umläuft, und zwar in gleicher Richtung wie die Antriebswelle. Bei Vorwärts-Abtriebsdrehzahlen an der Abtriebs- \felle 11 läuft der Planetenträger 25 mit mehr als 1/3 der Antriebswellendrehzahl um, z. B. ca. 2/3 der Antriebswellendrehzahl; bei Rückwärts-Abtriebsdrehzahlen läuft der Planetenträger 25 mit weniger als 1/3 der Antriebswellendrehzahl um, z. B. mit ca. 1/4 der Antriebswellendrehzahl. In jedem Pail bestimmt der effektive momentane Radius der Umlaufkreisbahn der Planetenräder die Umlaufdrehzahl des Planetenträgers, und die momentane Schwenklage des Jochs bestimmt den effektiven Radius der Umlaufkreisbahn. Bei Yorwärtsantrieb einer last nimmt das Gehäuse 13 über die Pedern 81 und die Außenring-Druekbaugruppe (unterer Teil von Fig. 6) eine erste Richtung eines Gegendrehmoments auf; bei Rückwärtsantrieb einer Last tritt in der Gegenrichtung ein gleiches Gegendrehmoment auf. Das Steuerkurvenabtastglied 64 wird entsprechend der Richtungsgröße solcher lastabhängiger Drehmomentrückwirkungen verschoben, nachdem sich eine vorbestimmte Größe des Last-Rückwirkungsdrehmoments über den durch die Vorspannung der Federn 81 bestimmten Schwellenwert hinaus entwickelt hat.

Die vorstehenden Erläuterungen werden durch Fig. 11 noch deutlicher, in der das Abtriebsdrehmoment an der Abtriebswelle 11 als eine Punktion des Gesamtübersetzungsverhältnisses des Fahrgetriebes dargestellt ist. Pig. 11 ist für den oben genannten Übersetzungsbereich, d. h. zwischen -0,15:1 und +0,4:1, gezeichnet, und für jede von sieben

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ausgewählten Schalthebelstellungen für Vorwärtsantrieb und jede von drei Schalthebelstellungen für Rückwärtsantrieb ist eine Ansprechkurvenschar angegeben. Die Grenzen des Betriebsbereichs sind im Vorwärtsantriebsbereich durch eine erste schräge Linie 103, deren begrenzender Antriebskoeffizient /U mit 0,9 für einen Sonnenrad-Planetenrad-Wälzkontakt angenommen ist (d. h. nicht durch den Gesamtschlupf verschlechtert), und durch eine zweite schräge Linie 104 für den gleichen Begrenzungskoeffizienten in bezug auf den Kontakt zwischen Planetenrad und Reaktionsring definiert; im hier betrachteten begrenzten Rückwärtsantrieb ist nur der Sonnenrad-Planetenrad-Wälzkontakt bei /U = 0,9 begrenzend (vgl. die Linie 105).

Bei einer Drehzahlwahl von ISfu.ll und unterhalb des Last-Drehmoment-Schwellenraktionsmoments der Federn 81 hat die Schaltstange 12 die Steuerkurvenplatte 61 mittig positioniert, wobei das rahmenbezogene Steuerkurvenabtastglied 97 im Bereich zwischen den Schenkeln A, B der Steuerkurve 95 liegt, und das Joch-Steuerkurvenabtastglied 64 ist im mittleren Bereich C der Steuerkurve 65 zentriert, fc&ch. Fig. 7 sind die Mitten dieser Steuerkurvenabtastglieder in bezug auf■ ihre Steuerkurven bei 97' bzw. 60 definiert.

Wenn Vorwärtsantrieb gewählt wird und die Schaltstange 12 etwa zu 70 % ihrer möglichen Vorwärtsantriebs-Verschiebung eingeschoben wird, wirkt der Abtaststift 97 mit dem Bereich A der Steuerkurve 95 zusammen, erteilt der Steuerkurvenscheibe 61 eine Verschiebebewegung im Uhrzeigersinn um den

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Stift 92 (vgl. Pig. 7), "bewegt das Äbtastglied 64 in die l.ähe der Verbindungsstelle der Bereiche C und E der Steuerkurve 65 und verschiebt das Joch 62 in eine "Vorwärts"-Stellung (vgl. Fig. 5). Me Planetenräder 27 müssen daher um eine Umlaufbahn mit kleinerem Radius umlaufen, die ein in axialer Richtung erweitertes iieupositionieren der Sonneräder 35, 35' gegen die Vorspannung der Federn 38 für den bestimmten gewählten Vorwärtstrieb darstellt. Diese Kreisumlaufbahn kann sich mit zunehmender Last-Drehmomentreaktion gering verkleinern infolge von geringem drehmomentbedingtem "Kriechen" oder Kontaktschlupf aufgrund des Antriebsfluids, so daß die Drehmoment-Drehzahl-Charakteristik einer gleichmäßigen Kurve 106 folgt (bei der angenommenen Drehzahlwahl); die vorbestimmte /u-bezogene Berechnungsgrenze 103 ist erreicht, wenn die Last-Drehmoment-Reaktion gleich dem zusammengefaßten effektiven Vorspannmoment der Federn 81 ist. Drehmomente, die diese Vorspannung bei 81 übersteigen, sind somit wirksam und erteilen dem Steuerkurvenabtastglied 64 eine Seilumdrehung um die Achse der Wellen 10, 11, so daß das Abtastglied in den Bereich E der Steuerkurve 95 eintritt, wodurch die axiale Trennung der Reaktionsringe 40, 40' schrittweise oder inkrementell erweitert (oder nach "unten verschoben") wird. Der tatsächliche Effekt besteht darin, daß der Antrieb der Kurve 103 für sämtliche höheren Reaktionsdrehmomente oberhalb des Schnittpunktes der Kurve 106 mit dieser folgt.

Dasselbe gilt für jedes Vorwärts-Übersetzungsverhältnis entsprechend der Kurve 107, für das das angegebene /u-begrenzte Drehmoment auf einem wesentlich niedrigeren Äbtriebs-

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drehmomentniveau als "bei der gewählten Übersetzungsverhältniskurve für 70 % erreicht wird.

Bei Rückwärtsantrieb wird die Schaltstange 12 an der ßeutralstellung vorbei zurückgezogen, wobei das feste Steuerkurvenabtastglied 97 in den Bereich B der Steuerkurve 95 eintritt, so daß die Steuerkurvenscheibe 61 im Gegenuhrzeigersinn verschwenkt und dadurch das Joch-Abtastglied 64-an der Verbindungsstelle zwischen den Bereichen C und D der Steuerkurve 95 angeordnet wird. Bei jeder gegebenen .Rückwärts-Übersetzungseinstellung der Schaltstange 12 folgt das Drehmoment-Übersetzungsverhältnis einer gleichmäßigen Kurve, repräsentiert durch die striehlinierte Beziehung 108, bis die Last-Drehmomentreaktion sich dem Vorspannmoment der Federn 81 nähert; danach werden die Federn 81 durch erhöhtes Lastdrehmoment weiter zusammengedrückt, was einen "herunterschaltenden" Eintritt des Äbtastglieds 64 in den Bereich D der Steuerkurve 95 zur Folge hat.

Es ist ersichtlich, daß der erläuterte Fahrtrieb sämtliche angegebenen Aufgaben durch kompakte Anordnung und wirksamen Gebrauch relativ einfacher Teile löst, d. h. durch Teile, die durch Massenfertigung in üblichen Werkzeugmaschinen mit umlaufenden Werkstücken oder mit umlaufenden Werkzeugen herstellbar sind. Das automatische Herunterschalten wird für Last-Reaktionsdrehmomente erreicht, die die vorgegebene /U-G-renze (ohne Ge samt schlupf) der hauptsächlich durch Zugkräfte beanspruchten Teile übersteigen, wobei in keiner Weise die Fähigkeit der Einrichtung zum Erzeugen von ständig zunehmendem Drehmoment für progressiv nach unten

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verschobene Übersetzungsverhältnisse beeinträchtigt wird: in allen Fällen wird der erwünschte yu-begrenzte Zustand durch die Größe der Pedervorspannung bei 81 bestimmt.

Der erläuterte Bereich des gewählten Übersetzungsverhältnisses ist nur beispielhaft, da "Keutral" eine Punktion der effektiven Beziehung des Planetenradumlaufbahn-Radius in den Planetenrad- und Zahnrad-Planetensystemen ist. Z. B. ist ein größerer Bereich von Rückwärts-Übersetzungsverhältnissen auf Kosten eines kleineren Bereichs von Vorwärts-übersetzungsverhältnissen oder umgekehrt selbst im Pail des hier besprochenen 2:1 Planetengetriebes zu erhalten, indem einfach die RadiusbeZiehung zwischen Sonnenrad und Reaktionsring bei gegebener Planetenradgröße und -kontur geändert wird.

Einstellung und Wartung werden dadurch vereinfacht, daß die unverlierbaren Lastreaktionsfedern 81 Teil der Außenringbaugruppe nach Pig. 6 sind und daß sie zu Eichzwecken in Verbindung mit der Yorspanneinstellung der Yerbindungsstangen 76 herausnehmbar sind, bevor die Baugruppe in das Gehäuse 13 eingebaut wird. In diesem Zusammenhang ist zu beachten, daä die äußeren oder Reaktionsringe in bezug auf das Gehäuse effektiv "schwimmen" oder "schweben", da die angegebene Baugruppe auf der am Rahmen drehbaren Halterung der Antriebswelle 10 gehaltert ist. Die erwünschte Polge dieses Schwimmens der äußeren Reaktionsringe 40, 40^! besteht darin, daß sie zum gleichmäßigen Lauf und einer langen Lebensdauer des Getriebes und ferner zu einer wesentlicher l'oleranzverringerung zwischen diesen Ringen und dem Gehäuse beitragen.

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Durch die Verwendung von drei Planetenrädern wird ein stabilisiertes Ansprechen auf den unter Vorspannung stehenden Innen- und Außenringkontakt aller Planetenräder zu jeder Zeit sichergestellt, und das flexible Sonnenrad-Buchsenaufkeilsystem (vgl. die Fig. 1,8 und 9) gewährleistet, daß das Beaufschlagen der Sonnenräder 35, 35' mit einer Drehkraft nicht die Fähigkeit sämtlicher Planetenräder 27 zum Teilen der Vorspannung des Federsystems 38 unabhängig von der momentanen Winkelstellung des Jochs stört. Räch den Fig. 8 und 9 hat der biegsame Keil 34 innere, an der Buchse in Anlage bringbare Keilnasen 109 in Quadraturbeziehung zu äußeren Sonnenradangriffsvorsprüngen oder Kopplungsnieten 110 zur Ausnutzung von Umfangsspannungen im Körper des Keils 34 für eine maximale Drehmomentübertragung. Bevorzugt ist der Keil in seinem freien und spannungslosen Zustand entsprechend Fig. 9 gekrümmt, so daß der Vorsprung 110 beim Eintritt in die Ausnehmungen 34 der Sonnenräder zu jeder Zeit axial vorgespannt ist; bevorzugt sind ferner die Ausnehmungen 34' in radialer Richtung langgestreckt und groß (im Vergleich zur Größe der in sie eingreifenden Uietabschnitte), wodurch ein schneller Ausgleich jeder momentanen Fehlausrichtung der Sonnenräder in bezug auf die Welle 10 oder die Buchse möglich ist.

Ferner ergeben sich durch den eine Wälzbewegung ausführenden Planetenradteil des G-etriebes weitere Vorteile, indem die Federbelastung (Federsystem 38 gegen Federsystem 74) so ausgelegt werden kann, daß eine natürliche Neigung besteht, die Teile in die neutralstellung zurückzubringen, und die

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Reibung im Getriebe und in äußeren Steuergliedern (z. B. im Kurbelgetriebe, im Bowdenzug od. dgl. Betätigungsmitteln zum selektiven Positionieren des Schalthebels 12) braucht nicht sehr groß zu sein, damit die Schaltstange 12 eine ausgewählte tibersetzungsstellung- beibehält. Ervnin.sch.tenfalls
haben die Jeder 99 und der Schiebearm 98 einfachen Aufbau,
um die Beibehaltung einer sehr hohen Drehzahleinstellung zu vermeiden.

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ZS

Leerseite

Claims

Patentansprüche

Getriebe mit einem Gehäuse, einer Antriebswelle und einer getriebenen Welle, die um eine gemeinsame Achse drehbar in dem Gehäuse gelagert sind, gekennzeichnet durch eine Einrichtung zum Kuppeln der Wellen mit veränderlichem Kupplungsverhältnis, einer Reaktionseinrichtung mit einem der Drehung entgegenwirkenden Träger in dem Gehäuse, der in Form einer torsionselastischen Einrichtung ausgebildet ist, wodurch als Reaktion auf eine zunehmende Torsionsbelastung diese Einrichtung unter Drehung um diese Achse und gegen einen zunehmenden Torsionswiderstand durch die elastische Einrichtung verschoben wird, ferner mit einer Steuereinrichtung zum Ändern des Kupplungsverhältnisses zwischen der Eingangs- und der Ausgangswelle, einer auf die Belastung ansprechenden, nockenbetätigten Einrichtung, die auf diese Verschiebung anspricht und mit einer Einrichtung zum Modifizieren des momentanen Steuerungszustandes der Steuereinrichtung.

Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß bei einem zunehmenden Belastungsdrehmoment durch die Steuereinrichtung das Kupplungsverhältnis verringerbar ist.

Getriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die elastische Einrichtung auf eine vorgegebene Schwellwertlast vorbelastbar ist, derart, daß die Verringerung des Kupplungsverhältnisses nicht beginnt ehe die Torsionsbelastung bzw. das Drehmoment den vorgegebenen Schwellenwert erreicht hat.

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4. Getriebe nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch eine selektiv betätigbare Schiebeeinrichtung, die mit der Steuereinrichtung verbunden ist, um diese selektiv einzustellen.

5. Getriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die nockenbetätigte Einrichtung bei jeder gegebenen gewählten Operation der Schiebeeinrichtung betätigt ist.

6. Getriebe nach Anspruch 1, wobei das Getriebe ein Planetengetriebe ist, gekennzeichnet durch zwei im Abstand angeordnete Sonnenräder, die drehfest aber axial verschiebbar auf der Antriebswelle sitzen, ein Sonnenritzel, das fest mit der Antriebswelle verbunden ist, Halteringe, die auf der Welle angeordnet sind und die Sonnenräder in Richtung aufeinanderzu vorbelasten, eine Mehrzahl von Planetenrädern, die axial zwischen und in Rollkontakt mit den Sonnenrädern sind, einen Planetenträger, der um die Wellenachse drehbar ist und radial im Abstand angeordnete Führungen aufweist, die die Planetenräder auf im Winkel angeordneten Achsen versetzt zur Wellenachse und in dem Planetenträger positionieren, wobei jedes Planetenrad wenigstens einen im wesentlichen radialen Freiheitsgrad in seiner geführten Winkelposition bezüglich dem Planententräger hat, Planetenritzel, die von dem Planetenträger getragen sind und mit dem Sonnenritzel kämmen und auf im Winkel im Abstand angeordneten Achsen versetzt zur Wellenachse angeordnet sind, zwei axial bewegliche Reaktioneringe, die im Gehäuse entgegen der Drehung abgestützt sind und fortwährenden Rollkontakt mit den Planetenrädern haben, wobei die Steuereinrichtung den axialen Abstand der Reaktionsringe bestimmt, und durch einen Zahnring, der auf der Ausgangswelle sitzt und mit den Planetenritzeln kämmt.

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7. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Rollkontaktflächen der Sonnenräder und der Reaktionsringe kegelstumpfförmig-toroidal und konvex sind, daß die Kontaktflächen der Sonnenräder radial nach außen abgeschrägt sind und daß die Kontaktflächen der Reaktionsringe radial nach innen abgeschrägt sind.

8. Getriebe nach Anspruch 7, wobei jedes Planetenrad ein einzelnes formsteifes Element ist, gekennzeichnet durch zwei gleiche Rollkontaktflächen, die kegel·· stumpfförmig-toroidal und konkav sind, wobei die Kontaktflächen der Planetenräder radial nach außen abgeschrägt sind.

9. Getriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß jede der kegelstumpfförmigen Flächen im wesentlichen eine Umdrehungsfläche eines kreisförmigen Bogens ist, und daß der Bogenkrümmungsradius der konkaven Flächen die Bogenkrümmungsradien der konvexen Flächen übersteigt.

10. Getriebe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Bogenkrümmungsradien der Flächen der Sonnenräder und der Flächen der Reaktionsringe im wesentlichen dieselben sind.

11. Getriebe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Bogenkrümmungsradien der konkaven Flächen etwa das 1,3-fache der Bogenkrümmung der konvexen Flächen betragen.

12. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Halteringe vorbelastet sind, um sie in den negativen Bereich ihrer Feder-Charakteristik zu bringen.

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13. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß weitere Kalteringe zusammen mit den Reaktionsringen vorgesehen sind, die derart vorbelastet sind, daß
die Reaktionsringe aufeinanderzu belastet sind.

14. Getriebe nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß die weiteren Halteringe vorbelastet sind, um
sie in den negativen Bereich ihrer Federcharakteristik

zu bringen.

15. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung ein extern zugängliches
Steuerelement aufweist, ferner separate, differentiell
wirksame Verbindungen zu den entsprechenden Reaktionsringen für die Axialverschiebung.

16. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß selektiv betätigbare Einrichtungen in Verbindung mit einem der Halteringe vorgesehen sind, um dessen Vorbelastung zu verändern.

17. Getriebe nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Charakteristiken der ersten und der zweiten Halteringe im wesentlichen gleich und entgegengesetzt sind.

18. Getriebe nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß abhängig von der Stärke der Vorbelastung der
Halteringe und der Größenverhältnisse der Rollkontaktflächen in Bezug zu den Größenverhältnissen der kämmenden Zahnräder bei einer radialen Gleichgewichtsposition der Planetenräder praktisch eine Null-Geschwindigkeit der Ausgangswelle erreichbar ist.

19. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeich-

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net, daß die Steuereinrichtung wahlweise betätigbare Schiebeeinrichtungen aufweist, um den relativen axialen Abstand der Reaktionsringe zu verändern, daß die Schiebeeinrichtung einen Bügel aufweist mit Armen, die durch das Gehäuse schwenkbar auf gegenüberliegenden Seiten der Wellenachse abgestützt sind, ferner mit ersten Steuerverbindungen eines Reaktionsringes zu den Armen in einer ersten Stelle versetzt zu der Schwenkachse, und mit zweiten Steuerverbindungen des anderen Reaktionsringes zu einer zweiten Stellung versetzt zu der Schwenkachse, wobei die beiden Steuerverbindungen auf gegenüberliegenden Punkten versetzt zur Schwenkachse des Bügels liegen.

20. Getriebe nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß der der Drehung entgegenwirkende Träger torsionselastische Einrichtungen aufweist, die die Reaktionsringe mit dem Gehäuse verbinden, wodurch als Reaktion auf eine zunehmende Belastung die Reaktionsringe im Winkel gegen einen zunehmenden Verdrehungswiderstand durch die elastischen Einrichtungen verschoben werden, daß ferner der schwenkbare Bügel für die Schwenkverbindung jedes Bügelarmes zu dem Gehäuse einen in ümfangarichtung verlaufenden bogenförmigen Kanal in dem Gehäuse aufweist, der sich wenigstens über den maximalen Weg der Winkelverschiebung erstreckt, und daß jeder der beiden Arme des Bügels ein Schwenkelement aufweist, das dem Kanal nachgeführt ist.

21. Getriebe nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, daß jedes Schwenkelement eine Rolle ist, die in Rollkontakt mit einer Wand des zugehörigen Kanales steht.

22. Getriebe nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß die nockenbetätigte Einrichtung eine Steuerverbindung zu dem Bügel aufweist, um die Schwenkstellung des Bügels zu ändern.

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23. Getriebe nach Anspruch 19, dadurch gekennzeich"-n e t , daß die Schiebeeinrichtung einen durch das Gehäuse geführten Stab aufweist, daß belastungsempfindliche Einrichtungen vorgesehen sind, die den Stab mit dem Bügel verbinden, daß durch diese Einrichtungen unterschiedliche Schwenkstellungen des Bügels für eine gegebene Position des Stabes bestimmbar sind als Funktion der lastabhängigen Winkelverschiebung.

24. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Planetenräder und die Planetenritzel jeweils in einer Gruppe von drei angeordnet sind und daß sie auf dem Planetenträger in gleichen ineinandergeschachtelten Winkelabständen angeordnet sind.

25. Getriebe nach Anspruch 24, wobei jedes Planetenrad ein einzelnes stabiles Element ist, gekennzeichnet durch zwei gleiche Rollkontaktflächen mit kegelstumpf förmiger/toroidaler und konkaver Form, wobei die Rollkontaktflächen gleiche Abschrägungen haben, die axial gegenüberliegend und radial nach auswärts sich erstreckend angeordnet sind, daß ferner jedes Rad drehbare Halterungen aufweist, die sich axial über die Rollkontaktflächen hinaus erstrecken, und daß der Planetenträger axial im Abstand angeordnete radiale Führungen für die drehbaren Halterungen jedes Planetenrades in ihrer jeweiligen Winkelposition aufweist.

26. Getriebe nach Anspruch 25, gekennzeichnet durch einen Schieber, der von jeder radialen Führung geführt ist und Trägereinrichtungen für eine der drehbaren Halterungen jedes Planetenrades aufweist.

27. Getriebe nach Anspruch 24, dadurch gekennzeich-

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net, daß die ""Reaktionsringe, der Träger, die Planetenräder, die Sonnenräder und die Antriebswelle Teile einer Baugruppe sind, die auf der Antriebswelle gelagert sind, derart, daß die Reaktionsringe relativ zum Gehäuse
schwimmen können.

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