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Stufenlos regelbares Übersetzungsgetriebe
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umlaufendenbesondere bauliche Ausführung des Exzenters nicht gezeigt, wogegen sie nachfolgend unter Bezugnahme auf Fig. 2 näher beschrieben wird, wobei jedoch bemerkt werden soll, dass jede andere gleichwertige Bauform Anwendung finden kann.
Eine Verlängerung 16a der Welle 16 tritt durch die Trennwand 13 in das Abteil 14. ein, in dem sie mit einem Exzenter 18 unveränderlicher Exzentrizität endet. Um die Welle 16 ist im Abteil 15 einRad 20 drehbar, das einen mit der Welle 16 achsengleichen Kranz 20a besitzt. An der Innenseite dieses Kranzes 20a ist ein Luftreifen 21 angebracht, dessen Walzfläche gegen innen, d. h. gegen die Welle 16 hin, gerichtet ist. In der folgenden Beschreibung wird jeder Luftreifen, dessen Wälzfläche radial nach innen gerichtet ist, als"negativer Luftreifen"bezeichnet, wogegen jene Luftreifen, die wie gewöhnliche Autoreifen nach aussen gerichtet sind, als"positive Luftreifen"bezeichnet werden.
Um den Exzenter 17 ist mittels eines Kugellagers ein zweites Metallrad 22 drehbar angeordnet, mit dem ein starrer zylindrischer Metallkranz 22a verbunden ist. Der Aussendurchmesser des Kranzes 22a ist grösser als der Innendurchmesser des in freiem Zustand aufgeblasenen Luftreifens 21. Durch Veränderung der Exzentrizität e der Kurbel 17 kann erreicht werden, dass der Kranz 22a zur Welle 16 achsengleich liegt, so dass er längs seines Gesamtumfanges den Luftreifen 21 berührt, oder dass er In bezug auf die Welle 16 exzentrische Lagen einnimmt (wie in der Zeichnung dargestellt), so dass er für einen Teil seines Umfanges den Luftreifen 21 zusammendrückt und für den andern Teil nicht mit ihm in Berührung kommt.
An der zylindrischen Innenfläche des Kranzes 22a ist ein zweiter negativer Luftreifen 23 angebracht, dessen Wälzfläche dem Kranz 24a eines starren Metallrades 24 gegenüberliegt, dessen Nabe 24b um die Verlängerung 16a der Welle 16 drehbar ist und aussen In einem Lager 25 in der Trennwand 13 gelagert Ist.
Der Aussenradius des Kranzes 24a ist In der Figur mit r bezeichnet und jener des Kranzes 22a mit R.
Wenn der Kranz 22a mit dem Luftreifen 21 in Berührung kommt (wie dargestellt), dann wälzt er am Reifen auf einer Kreisbahn vom Radius Re ab, der in erster Annäherung unter diesen Umständen als Wälzradius des Luftreifens 21 betrachtet werden kann. Auf analoge Weise wälzt der Kranz 24a am Luftreifen 23 auf einer Kreisbahn vom Radius Ri ab, der in erster Annäherung als Wälzradius des Luftreifens 23 betrachtet werden kann. Es versteht sich, dass der Berührungsbogen zwischen dem Kranz 22a und dem Luftreifen 21 stets'diametral dem Berührungsbogen zwischen dem Kranz 24a und dem Luftreifen 23 gegenüberliegt.
Die Wand des Gehäuses 10 weist an diametral gegenüberliegenden Stellen je ein Fenster 29 auf, durch die Bremsklötze 30 In das Gehäuse eindringen, die auf die Aussenfläche des Kranzes 20a des Rades 20 einwirken können. Wirken diese Bremsschuh bzw. Klötze auf denKranz20a ein, d. h. sind sie angezogen, dann kann der Kranz als mit dem Gehäuse 10 verbunden und somit feststehend angesehen werden.
Am Ende der Nabe 24b des Rades 24 ist im Abteil 14 ein Zahnrad 31 befestigt, das somit mit dem Rad 24 fest verbunden und zur Welle 16 achsengleich ist. Ein Innenzahnrad 32 ist auf der Ausgangswelle 33 des Getriebes aufgekeilt, die in einem Lager 34 in der Wand 12 des Gehäuses 10 drehbar gelagert ist.
Wie aus der Zeichnung entnehmbar ist, befindet sich die Ausgangswelle 33 des Getriebes auf der gleichen Achse X-X wie die Eingangswelle 16.
Um den Exzenter 18 ist ein Innenzahnrad 35 und ein Aussenzahnrad 36 mittels Kugellager drehbar gelagert. Beide Zahnräder sind starr miteinander verbunden und das erstere kämmt mit dem Zahnrad 31, wogegen das zweite mit dem Zahnrad 32 kämmt. Die Zahnräder 31, 32,35 und 36 bilden ein Planetenrädergetriebe, wobei die Zahnräder 31, 32 Sonnenräder und die Zahnräder 35, 36 Planetenräder sind und in das zwei Eingangsdrehbewegungen, u. zw. von der Nabe 24b auf das Rad 31 und von der Welle 16-16a auf die Kurbel 18, welche die Planetenräder 35, 36 trägt, eingeleitet und zu einer resultierenden Ausgangsdrehbewegung zusammengesetzt werden.
Die Vorrichtung zur Veränderung der Exzentrizität e, wie sie beispielsweise in Fig. 2 dargestellt und an sich bekannt ist, besteht aus zwei sich gegenseitig ergänzenden Exzentern 35a, 36a, von denen der erste um die Welle 16 drehbar Ist und seinerseits den Exzenter 36a drehbar unterstützt. Dieser bildet seinerseits mit seiner kreisförmigen Aussenfläche die Wälzbahn für ein Kugellager 37, auf dem die Nabe 22b (s. auch Fig. 1) des starren Rades 22 drehbar gelagert ist. Durch Veränderung der gegenseitigen Winkellage der Exzenter 35a, 36a ändert sich die Exzentrizität des Kugellagers 37 und der Nabe 22b in bezug auf die Welle 16. In Fig. 2 sind die Exzenter 35a, 36a In jener Lage dargestellt, In der die Exzentrizität des Rades 22 am grössten ist.
Die Mittel zur Veränderung der relativen Winkellage der beiden Exzenter 35a, 36a während der Bewegung sind an sich bekannt und werden hier nicht einzeln beschrieben, da sie für den Fachmann ohne weiteres geläufig sind.
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In Fig. 3 ist eine andere Ausführungsform der Erfindung dargestellt, bei der das Getriebegehäuse anstatt zwei Abteile wie in Fig. l drei Abteile aufweist. Das die verformbaren Elemente enthaltende Abteil 15 ist gleich wie jenes in Fig. l ausgebildet. Im Abteil 40 ist ein Getriebe zur Umkehr der Drehrichtung mit unveränderlichem Übersetzungsverhältnis untergebracht, wogegen im Abteil 14 ein Planeten- rädergetriebe ähnlich jenem im Abteil 14 der Fig. l, jedoch von etwas anderer Art angeordnet ist.
Das Getriebe im Abteil 40 umfasst einen Zahnkranz 41 mit Innenverzahnung, der sich mit gleicher
Drehzahl wie der Kranz 24 dreht, mit dem er starr verbunden ist und der vermittels der Zahnräder 42, die sich um an der Trennwand 44 befestigte Zapfen drehen, den Zahnkranz 43 mit Aussenverzahnung im entgegengesetzten Drehsinn in Umdrehung versetzt.
Im Abteil 14 ist der mit dem Zahnkranz 43 starr verbundene und sich mit diesem umdrehende
Planetenräderträger 45 angeordnet, an dem die Planetenräder 46 angebracht sind. In das Planetenräder- getriebe des Abteiles 14 wird auch die Drehzahl der Eingangswelle eingeführt, u. zw. mittels des Zahn- kranzes 47 mit Aussenverzahnung, der mit'den Planetenrädern 46 kämmt und auf der Verlängerung 16a der Welle 16 fest aufgekeilt ist.
Die Resultierende dieser beiden Drehzahlen wird schliesslich vermittels des Zahnkranzes 48 mit
Innenverzahnung, der ebenfalls mit den Planetenrädern 46 kämmt, auf die Ausgangswelle 33 übertragen, auf welcher der Zahnkranz 48 festsitzt.
Eine weitere Ausführungsform der Erfindung, die in zahlreichen Anwendungsfällen, was Leistung, Kosten und Gewicht anbelangt, bezüglich der bisher beschriebenen Ausführungen Vorteile aufweisen kann, ist in Fig. 7 gezeigt.
Auf analoge Weise wie bei den Ausführungen nach den Fig. l und 3 ist auch hier ein Abteil 15 mit verformbaren Elementen vorgesehen, die gleich wie bereits beschrieben, ausgebildet, jedoch an der Ausgangsseite angeordnet sind. Weiters ist ein Abteil 14 mit einem Planetenrädergetriebe vorgesehen. Wie beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 besitzt dieses Getriebe ebenfalls eine negative Übertragungskonstante, deren absoluter Wert jedoch eins ist, d. h. es Ist ein gewöhnliches Differentialgetriebe, wie es in Kraftfahrzeugen vorhanden ist. Schliesslich Ist noch ein Doppelabteil 50-51 vorhanden, das dem Abteil 40 der Fig. 3 entspricht.
Auf der Eingangswelle 16 sitzt das Kegelrad 52, das mit den beiden Planetenkegelrädern 53 kämmt, die ihrerseits mit dem auf der Welle 16a befestigten Kegelrad 54 in Eingriff stehen. Der Planetenräderträger 55 wird durch das Zahnrad 56 angetrieben, das vermittels der Zahnräder 57,58 und 59 vom starren Kranz 24 im gleichen Drehsinn wie dieser in Umdrehung versetzt wird. Die Zahnräder 57 und 58 sind starr miteinander verbunden und in einer feststehenden Gehäusewand gelagert, wogegen das Zahnrad 59 mit dem Kranz 24 starr verbunden ist.
Der weitere Aufbau der Vorrichtung entspricht demjenigen der bereits beschriebenen Vorrichtung, mit dem einzigen Unterschied, dass die Kurbel 17 nicht an der Eingangswelle 16, sondern an der Ausgangswelle 33 angebracht ist.
Um die Wirkungsweise der in den Fig. l - 3 dargestellten Ausführungsformen besser beschreiben zu können und um noch weitere Möglichkeiten der Verwirklichung des erfindungsgemässen Übersetzungsgetriebes aufzuzeigen, werden die Fig. 4, 5 und 6 hinzugefügt, in denen einige in den Abteilen. 15 der Fig. 1 und 3 bereits enthaltene Anordnungen schematisch angedeutet sind. Einander entsprechende Teile sind in diesen Figuren mit den gleichen Bezugszeichen wie in den Fig. 1 und 3 bezeichnet.
In Fig. 4 trägt die im festen Lager 10a laufende Eingangswelle 16 den auf ihr fest aufgekeilten, starren Kranz 20, an dem innen der verformbare Luftreifen 21 befestigt ist, an dem der starre Kranz 22 anliegt, wodurch eine innere Reibungsverbindung geschaffen wird. Die mit dem Kranz 22 verbundene Welle dreht sich, nachdem der Radius R des Kranzes 22 kleiner ist als der Wälzradius R'e des Luftreifens 21, mit einer Drehzahl nu, die grösser ist als die Drehzahl ne der Eingangswelle 16.
Die Beziehung zwischen den beiden Drehzahlen nu und ne dient auch zur Bestimmung des Wälzradius R'und lautet folgendermassen :
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(Es sei bemerkt, dass in der Figur der Radius Re = R + e eingezeichnet ist, der immer grösser als der Wälzradius R'e ist. Dies gilt für alle Figuren, in denen die Radien Re und Ri eingezeichnet sind. )
Die Drehzahl nu wird vermittels der Kardangelenke 62 und 64 und der axial verschiebbaren Kupplung 63 auf die Ausgangswelle 33 weitergegeben, welche im Lager 34 drehbar gelagert ist.
Wird beispielsweise mittels einer Vorrichtung, wie sie in Fig. 2 dargestellt ist, die Lage des Lagers 61 derart verändert, dass der Achsabstand e vergrössert wird, dann wird der Luftreifen 21 weiter zusammengepresst und somit
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der Wälzradius R* g vergrössert. Wie aus der Gleichung (l) hervorgeht, wird damit die Drehzahl nu weiter gesteigert. Auf diese Weise ist eine Drehzahlvervielfältigungsvorrichtung verwirklicht, die mit verschiedenen Übersetzungsverhältnissen regulär arbeitet, ohne dass die Ausgangswelle 33 verschoben werden braucht, da die Kupplung 63 die Funktion des Getriebes bei Einstellung von beliebigen Werten e gewährleistet.
Wenn man das Getriebe in umgekehrtem Sinn verwendet, erhält man offensichtlich eine Drehzahlverminderung.
Die praktischen Betriebsgrenzen (wenn die Abmessungen der verformbaren Elemente und-für den Fall von Luftreifen - wenn der Innendruck derselben genügend gross ist, um die erforderlichen Drehmomente zu übertragen) der Vorrichtung sind durch den Wert des grössten Übersetzungsverhältnisses (bzw. des kleinsten Übersetzungsverhältnisses für den Fall eines Drehzahlverminderers) gegeben, das vereint mit einer guten Dauerhaftigkeit und einem guten Wirkungsgrad erreicht werden kann.
Die Veränderung des Wälzradius R'e'die durch Zusammenpressen der verformbaren Elemente erreicht wird, hängt nämlich in erster Linie von der Art derselben, ihrer Form und ihrer äusseren Gestalt, den gegenseitigen Auflagedrücken in den verschiedenen Berührungszone sowie von den entsprechenden Eigenschaften der starren Kränze, mit denen die verformbaren Elemente zusammenwirken, ab.
Auf jeden Fall ist es unzweckmässig, gewisse Grenzen des Zusammenpressens zu überschreiten, gleichgültig welche Alten und Abmessungen von Elementen verwendet werden. Da ferner die Verände-
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aus welcher sich durch Umformung ergibt :
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Da R'e > R, ergibt sich, dass nu entgegengesetztes Vorzeichen wie De besitzt.
Da ferner bei zunehmendem Wert von e auch R'e grösser wird, steigt der absolute Wert von nu mit e an. Da jedoch, wie gesagt, R'e nicht stark vergrössert werden kann, ist der absolute Wert von Du stets viel kleiner als n. Wenn beispielsweise R'e um le grösser ist als R, dann ist nu zehnmal kleiner als 11e. Wenn R'e : R = 1, 01 ist, dann ist nu =-0, 01. ne usw.
Mit dieser Ausführungsform lassen sich somit im Gegensatz zu jener der Fig. 4 vorteilhafterweise nur sehr grosse Übersetzungsverhältnisse verwirklichen. Sie ist demnach nur in jenen Fällen nützlich, in denen man veränderliche, aber stets sehr grosse Übersetzungsverhältnisse (um 1 : 10) wünscht.
Völlig analoge Überlegungen lassen sich bei der Ausführung nach Fig. 6 anstellen. In Fig. 6a im schematisch eine Ausführungsform mit verformbaren Elementen in den Abteilen 15 des Getriebegehäuses wie bei den Fig. l und 3 gezeigt. Fig. 6b wiederholt analog und noch schematischer'die Ausführung nach Fig. 6a unter der Annahme, dass sich das äussere verformbare Element 21 und der Kranz 22 wie ein Zahnräderpaar verhalten, dessen Teilkreis R'e und R sind, und dass sich das innere verformbare Element 23 und der starre Kranz 24 wie Zahnräder mit den Teilkreisen R'i und r verhalten. Auch für diese Figuren gilt, zufolge der Übereinstimmung der Bezugszeichen, mit denen die einzelnen Bestandteile bezeichnet sind, die Beschreibung der Fig. l.
Es soll nun die Berechnung unter Hinweis auf die Fig. 6b durchgeführt werden. Wenn auch hier die Drehzahl der Eingangswelle 16 mit I1e und jene der Ausgangswelle 33 mit nu bezeichnet wird und ferner der Kunstgriff angewendet wird, dass man sich die Unterstützungen als mit der Drehzahl - ne drehend vorstellt, dann stehen die Welle 16 und die Kurbel 17 still und es gilt die Beziehung
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bzw.
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wobei
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ist.
Hier sind nämlich zwei Übertragungen in Reihe vorhanden, an Stelle einer einzigen wie in Fig. 5.
Auch in diesem Fall ist somit nu von entgegengesetztem Vorzeichen in bezug auf I1e. und der absolute
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mit zunehmender Exzentrizität e, d. h. mit zunehmender Zusammenpressung der verformbaren Elemente, grösser wird.
Wenn die normale Betriebsdrehzahl nicht viel kleiner ist als die Eingangsdrehzahl, dann muss das Getriebe normal mit stark zusammengepressten verformbaren Elementen arbeiten, wobei LeistungsverlMte
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eintreten, die in manchen Fällen ganz beträchtlich sein können, was zu einer Herabsetzung des Wirkungs- grades und der Dauerhaftigkeit des Getriebes führt, falls dessen Abmessungen nicht entsprechend gross gewählt werden.
Weiters tritt bei zunehmender Zusammenpressung ein stärkeres Haften ein und wird demzufolge das Aufnahmevermögen des Nutzdrehmomentes am Ausgang, ohne Schlupf, grösser.
Bei den normalen Getrieben, bei denen die übertragene Leistung für gewöhnlich konstant oder nur geringfügig veränderlich ist, werden die Ausgangsdrehmomente nach und nach mit steigender Ausgangsdrehzahl geringer. Es ergibt sich demzufolge der nachteilige Umstand, dass das Getriebe grossen Drehmomenten standhält, wenn geringe Drehmomente vorhanden sind, und umgekehrt.
Ausführungsformen, wie sie an Hand der Fig. 4,5 und 6 beschrieben wurden, können somit nur in den folgenden besonderen Fällen von Interesse sein : l. starke Drehzahlherabsetzung bei nicht stark schwankenden Übersetzungsverhältnissen,
2. Getriebe, bei denen nicht die Forderung eines beschränkten Raumbedarfes besteht und bei denen andere Vorrichtungen, welche die gleichen Ergebnisse liefern, viel teurer sind,
3. Anlagen, bei denen ein Wirkungsgradverlust nicht besonders ins Gewicht fällt.
Durch die Hinzufügung eines Planetenradgetriebes von der Art desjenigen im Abteil 14 der Fig. 1 oder eines beliebig andern bekannten Getriebes, das analoge Betriebseigenschaften besitzt, kehrt sich die Lage nicht nur um im Sinn, dass bei hohen Ausgangsdrehzahlen geringe Zusammenpressungen der verformbaren Elemente auftreten und demzufolge geringe Verluste in bezug auf die durch sie übertragene Leistung vorhanden sind, sondern es ergibt sich ausserdem der Umstand, dass diese Leistung zumindest Innerhalb eines gewissen Drehzahlbereiches am Ausgang nur einen Teil der gesamten übertragenen Leistung darstellt und Null wird, wenn die Exzentrizität Null ist, da die verformbaren Elemente in diesem Fall - wie nachfolgend noch erläutert wird - in Ruhe sind.
Unter Zugrundelegung dieser beiden Faktoren erreicht man das bisher für unmöglich gehaltene Ergebnis, ein stufenloses Übersetzungsgetriebe zu haben, dessen Wirkungsgrad annähernd gleich und In manchen Fällen sogar grösser als der Wirkungsgrad von normalen Übersetzungsgetrieben mit festen Übersetzungsverhältnissen ist.
Aus obigen Überlegungen geht hervor, dass es notwendig ist, verformbare Elemente zu verwenden, die während des Abwälzens nur eine geringe Leistung aufzunehmen in der Lage sind, so dass ganz besonders zweckmässig Luftreifen Anwendung finden, wobei besonders für diesen Zweck geeignete innere widerstandsfähige Materialien in besonders geeigneter Anordnung zu verwenden sind. Insbesondere ist es günstig, dass die Wandstärke der die Luft oder das jeweilige Druckmittel enthaltenden Reiten besonders dünn ist und dass diese Reifen ausserordentlich geringe Hystereseerscheinungen besitzen.
Für die Übertragung von Leistungen In der Grössenordnung von 40 bis 50 PS wurden beispielsweise für Versuche Reifen mit einer Wandstärke von ungefähr 3 mm verwendet, die mit einer geringeren Anzahl von Gewebelage verstärkt waren als entsprechende gewöhnliche Kraftfahrzeugreifen gleicher Abmessungen, wobei die Fäden der Gewebe eine besondere Anordnung besassen.
Weiters ergibt sich aus obigen'Überlegungen die Notwendigkeit, bei jeder Zusammenpressung bzw.
Eindrückung eine stabile und dauerhafte Verbindung zwischen den verformbaren Elementen und den starren Rädern zu haben. Dies führt dazu, dass gemäss einer bevorzugten Ausführung der Erfindung der Durchmesser der starren Räder gleich oder grösser als jener der verformbaren Elemente sein soll, wenn diese luftgefüllt sind und die entsprechenden starren Räder, mit denen sie zusammenwirken, entfernt sind.
Mit diesen, die verformbaren Elemente betreffenden Massnahmen und zufolge des Umstandes, dass
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die Gesamtleistung, steigt der Wirkungsgrad zu völlig unerwarteten Werten an, während gleichzeitig wie durch Versuche bewiesen wurde-die Gefahr einer übermässigen Erwärmung vollkommen ausgeschaltet ist, wenn man mittels einfacher Kühlvorrichtungen dafür sorgt, dass die mit den verformbaren Elementen in Berührung stehenden Metallteile, welche fast die gesamte erzeugte Wärme aufnehmen, belüftet werden.
Es soll nun die Wirkungsweise der in den Fig. l und 3 gezeigten Ausführungsformen näher untersucht werden.
Mit De sei die Drehzahl der in das Getriebe eintretenden (bzw. im Fall einer Antriebsvorrichtung austretenden.) Welle 16 und mit nu die Drehzahl der austretenden (bzw. im Fall eines Verbrauchers sintretenden) Welle 33 bezeichnet. Die Leistungsübertragung erfolgt demnach In den Figuren von rechts nach links. Ferner sei die Drehzahl des Zahnkranzes 31 (Fig. l) bzw. 41 (Fig. 3) mit n bezeichnet.
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Für die Ausführung nach Fig. l gilt dann, unter Berücksichtigung desjenigen, was hinsichtlich der Fig. 5 gesagt wurde :
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bzw.
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wobei für u der gleiche Wert wie in Gleichung (5) gilt. Die Gleichung (7') stellt somit die Beziehung für das Getriebe mit den verformbaren Elementen im Abteil 15 des Gehäuses dar.
In das Getriebe im Abteil 14 gelangen zwei Bewegungen : jene mit der Drehzahl n. der Welle 16, die sich in den Teil 16a bis zur Kurbel 18 fortsetzt, und jene mit der Drehzahl n des Zahnkranzes 31. Das Planetenrädergetriebe im Abteil 14 setzt diese beiden Drehzahlen zur Ausgangsdrehzahl nu der Welle 33 zusammen.
Unter Anwendung des bereits erläuterten Kunstgriffes, dass die äusseren Unterstützungen mit der Drehzahl-ne gedreht werden (hier können sogar die mit den Wänden 11,12 des Gehäuses verbundenen Lager sowie die feststehenden Teile des Antriebes und Verbrauchers mit der Drehzahl-ne gedreht werden, wobei man unmittelbar zur Gleichung (10) gelangt, mit den Konstanten +, tu der beiden Getriebe in Reihe), wird der Planetenträger bzw. die Kurbel 18 stillgesetzt und man erhält die folgende Beziehung :
EMI7.3
die in dieser allgemeinsten Form als Formel von Willis bekannt ist. t ist die Konstante, welche das Getriebe im Abteil 14 kennzeichnet und einen festen Wert besitzt, und tu kennzeichnet das Getriebe im Abteil 15 und hat einen mit e veränderlichen Wert.
Die Konstante t kann wie folgt ausgedrückt werden, wenn man den Radius des Teilkreises des Zahnrades 31 mit r31 usw. für alle übrigen Zahnräder (die paarweise gleichen Modul besitzen) bezeichnet :
EMI7.4
Aus den Gleichungen (7) und (8) ergibt sich :
EMI7.5
Wenn der Kranz 20 hingegen nicht feststeht, sondern sich mit der Drehzahl n. dreht, was während des Anlaufes und im allgemeinen vorübergehend der Fall ist, dann ist die Gleichung (7) zu ersetzen durch :
EMI7.6
und folglich wird die Gleichung (10)
EMI7.7
Dies vorausgesetzt, sei nun kurz die Wirkungsweise beschrieben :
Wenn die Exzentrizität e vergrössert wird, dann werden auch die Radien R'e und R'i grösser und folglich wächst entsprechend der Gleichung (5) der Wert von "tu'Demzufolge wird die Drehzahl am Ausgang geringer und das Getriebe weist somit nicht die Nachteile auf, wie sie bisher bei den Ausführungen nach den Fig. 5 und 6 aufgezeigt wurden.
Insbesondere wird für e = 0 "tu = 1, und sowohl die verformbaren Elemente als auch der Kranz 31 bleiben in Ruhe.
Es sei nun die Wirkungsweise der Vorrichtung nach Fig. 3 erläutert. Hier wurde zwischen die Getriebe in den Abteilen 14 und 15 noch ein Getriebe Im Abteil 40 zur Umkehr des Drehsinnes mit festem Über-
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setzungsverhältnis eingeschaltet, während die Art des Planetenrädergetriebes im Abteil 14 etwas ver- ändert wurde. An Stelle des Zahnkranzes 31 der Fig. l ist ein Zahnkranz 41 mit Innenverzahnung vorgesehen, mit dem die Zahnräder 42 kämmen, welche um feste Zapfen an der Zwischenwand 44 drehbar sind und ihrerseits den Zahnkranz 43 in umgekehrter Drehrichtung antreiben. Wenn die Drehzahl des
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l. Der Zahnlranzwelle 16 aufgekeilte Zahnrad 47 mit dem auf der Ausgangswelle 33 fest sitzenden Zahnrad 48 verbinden.
Für das Getriebe im Abteil 14 gilt somit die folgende Beziehung nach Willis :
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wobei das negative Vorzeichen von t dadurch gegeben ist, dass von den Zahnrädern 47 und 48 eines eine Aussen- und das andere eine Innenverzahnung besitzt, so dass bei stillstehendem Planetenträger 45 beim Übergang von einem Zahnrad auf das andere eine Bewegungsumkehr eintritt.
Schliesslich besteht die folgende Beziehung
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Aus den Gleichungen (7), (16) und (17) ergibt sich
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Wenn der Zahnkranz 20 in den vorübergehenden Zeitabschnitten nicht stillstehen sollte, dann sind hingegen die Gleichungen (11), (16), (17) zusammenzunehmen, woraus sich ergibt
EMI8.8
EMI8.9
EMI8.10
EMI8.11
EMI8.12
EMI8.13
EMI8.14
EMI8.15
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Die Wirkungsweise der in Fig. 7 gezeigten Variante ist schliesslich folgende :
Ausgehend von der Drehzahl nu der Welle 33 erhält man die Drehzahl des Zahnkranzes 59 unter Anwendung der Gleichung (7') :
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wobei
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ist. Man hat sodann
EMI9.3
Wendet man sodann die Formel von Willis auf das Differential an, dann ergibt sich
EMI9.4
und durch Zusammenfassung der Gleichungen (104), (101), (102) und (103) :
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EMI9.6
EMI9.7
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wobei
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Aus den beiden Formeln ergibt sich
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Die zuletzt beschriebene Ausführungsform ist angesichts des Umstandes, dass der Wirkungsgrad des
Getriebes im Abteil 15 grösser ist als bei den vorher beschriebenen Ausführungen, in zahlreichen An- wendungsfällen vorteilhaft.
Weitere Ausführungsformen der Erfindung lassen sich durch Kombination bzw. aus Analogie aus den oben beschriebenen ableiten und sind somit dem Fachmann auf Grund der vorhergehenden Beschreibung nahegelegt. Insbesondere ist es möglich, mehrere Vorrichtungen mit verformbaren Rädern in Reihe anzu- ordnen, d. h. derart, dass die Ausgangswelle einer Vorrichtung die Eingangswelle der folgenden Vorrichtung darstellt, um die Drehzahlveränderungen zu multiplizieren, oder mehrere Vorrichtungen parallel anzuordnen, wobei die Ausgangswellen oder die Eingangswellen aller Vorrichtungen miteinander verbunden werden, um eine Leistung zu übertragen, die die Summe der Leistungen der einzelnen Vorrichtungen ist.
PATENTANSPRÜCHE :
1. Stufenlos regelbares Übersetzungsgetriebe, bestehend aus zwei längs ihres Umfanges miteinander in Reibverbindung stehenden Rädern, von denen mindestens eines durch Eindrücken in radialer Richtung in wesentlichem Ausmass elastisch verformbar und hiezu vorzugsweise mit einer Luftbereifung versehen ist, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens eines der beiden Räder (20,22) drehbar in zu seiner eigenen Achse quer verschiebbaren Lagern (37) gelagert ist und dass eine an sich bekannte Vorrichtung (35a, 36a) zur stufenlosen Verschiebung dieser Lager (37) vorgesehen ist.