Wechselgetriebe. Vorliegende Erfindung betrifft ein Wech selgetriebe ähnlich demjenigen, das den Ge genstand der schweizerischen Patentschrift Nr. 89111 bildet, und bei welchem die Dreh bewegung einer treibenden Welle auf ein Glied übertragen wird, das während eines Teils seiner Bewegung mit Kraftiibertra- gung,organen für die getriebene Welle ge kuppelt ist.
Da es aus baulichen Gründen notwendig ist, die Lenker der das Glied dar stellenden Lenker- oder Hebelanordnung im Verhältnis zu den zugehörigen Hebeln kurz zu halten, so ändert sich das Übersetzungs verhältnis infolge der während des Eingrif fes der Klinken sich ständig ändernden Nei gung der Lenker fortwährend, das heisst es wird mit diesem Getriebe keine konstante Winkelgeschwindigkeit der getriebenen Welle erzeugt, es ergeben sich Schwankun gen im Antrieb, die zu übermässigen Stossbe anspruchungen im Getriebe Anlass geben. Diese Verhältnisse werden nachstehend an hand einer schematischen Figur erläutert.
Beim Getriebe gemäss vorliegender Erfin dung werden diese Nachteile behoben, und zwar sind Mittel vorgesehen, durch welche die Bewegung des Gliedes derart beeinflusst wird, dass die Kraftübertragungsorgane wäh rend ihrer Wirkungsverbindung mit der ge triebenen Welle eine mindestens annähernd gleichförmige Drehbewegung der letzteren verursachen. Diese Bewegungsbeeinflussung erfolgt zweckmässigerweise dadurch, dass das als Kurbelzapfen ausgebildete Glied von den Mitteln gezwungen wird, sich auf einer ellip tischen und im Spezialfall des Übersetzungs- verhältnises 1 : 1 kreisförmigen Bahn zu be wegen.
Ausführungsbeispiele des Erfindungs gegenstandes sind auf beiliegender Zeichnung dargestellt, in welcher Fig. 1a, 1b und 1c schematische Darstel lungen zeigen und Fig. 1d einen vertikalen Längsschnitt durch ein Ausführungsbeispiel eines Wechselgetriebes nach vorliegender Er findung darstellt, durch welches im wesent lichen gleichförmige Drehbewegung bei allen Einstellungen der Übersetzungsverhältnisse innerhalb des Bereiches des Getriebes erzeugt wird;
Fig. 2 ist ein vertikaler Querschnitt des selben nach Linie R-R in Fig. 1d; Fig. 3 ist ein vertikaler Querschnitt nach Linie V-V in Fig. 1d;
Fig. 4 ist ein vertikalen Querschnitt nach Linie Z-Z in Fig. 1d; Fig. 5 ist ein vertikaler Querschnitt nach Linie X-X in Fig. 1d; Fig. 6 ist ein vertikaler Querschnitt nach Linie s-s in Fig. 1d; Fig. 7 ist ein vertikaler:
Querschnitt nach Linie Y-Y in Fig. 1d; Fig. 8 ist ein vertikaler Querschnitt nach Linie 1-V <I>-IV</I> in Fig. 1d; Fig. 9 ist ein vertikaler Querschnitt nach Linie Q-Q in Fig. 1d; Fig. 10 ist ein vertikaler Querschnitt eines abgeänderten Ausführungsbeispiels eines Duplikatormechanismus;
Fig. 11 ist eine Stirnansicht einer abge änderten Ausführungsform des Ellipsener- zeugungsmechanismus; Fig. 12 ist eine Seitenansicht zu Fig. <B>11;</B> Fig. 13 ist ein vertikaler Längsschnitt durch ein abgeändertes Ausführungsbeispiel, bei -welchem Abweichungen von der ange nähert gleichförmigen Drehbewegung der ge triebenen Welle bei den verschiedenen Über setzungsverhältnissen zugelassen werden; Fig. 14 ist ein vertikaler Querschnitt nach Linie A=A in Fig. 13;
Fig. 15 ist ein vertikaler Querschnitt nach Linie B-B in Fig. 13; Fig. 16 und 17 stellen Einzelheiten im Schnitt dar; Fig. 18 ist ein vertikaler Querschnitt nach Linie C-C in Fig. 13; Fig. 19 ist ein vertikaler Querschnitt nach Linie D-D in Fig. 13; Fig. 20 ist ein vertikaler Querschnitt nach Linie E-E in Fig. 13.
In Fib. 1a, welche die Bewegungsver hältnisse des in der Einleitung als bekannt vorausgesetzten \Techselgetriebes schema tisch darstellt, ist I ein Lenker, der sich mit konstanter Winkelgeschwindigkeit um einen Drehpunkt IV dreht. Ein weiterer Lenker II dreht sich um einen Drehpunkt V, wobei die Drehpunkte IV und V exzentrisch zuein ander gelegen sind. Die freien Enden der Lenker I und III sind mittelst eines Lenkers II gelenkig miteinander verbunden.
Wenn sich der Lenker I mit. konstanter Winkelgeschwindigkeit in Richtung des an gegebenen Pfeils dreht, so zieht er den Len ker III mittelst des Lenkers II mit sich, wo bei aber die Winkelgeschwindigkeit des Lenkers III von derjenigen des Lenkeis I verschieden ist. Wenn sieh der Lenker I von der nach oben angenommenen Nullstellung aus um a gedreht hat, so hat sich der Len ker III um a,' gedreht;
und den Stellungen o, Y o, ö o des Lenkers I entsprechen die Stel lungen ss 1, " d , des Lenkers III.
Es ist aus der Zeichnung ersichtlich, dass während der ersten halben Umdrehung des Lenkers I der Lenker III viel weniger als eine halbe Umdrehung ausführt und wäh rend der zweiten halben Umdrehung des Lenkers I viel mehr als eine halbe. -Nur für den Fall, in -welchem die beiden Drehpunkte IV und V zusammenfallen, sind die beiden Winhelgescliwindigkeiten gleich.
Es ist klar, dass das Mass der Verschiedenheit der Winkel geschwindigkeiten von der Exzentrizität der beiden Zentren IV und V abhängt, ferner, dass, wenn der Lenker I die \ullstellunb pas siert und wenn er die<B>180'</B> Stellung passiert, die Winkelgeschwindigkeit des Lenkers I un gefähr- gleich ist derjenigen des Lenkers III. Ist der Lenker in der Stellung<B>90',</B> so ist die Winkelgeschwindigkeit des Lenkers III ein Minimum, bei 270 ein Maximum.
Aus dem oben Gesagten ergibt sieh, dass eine solche Vorrichtung verwendet. werden kann, um Geschwindigkeiten bei einer Kraft übertragung zwischen einer treibenden Welle eines Motors und einer getriebenen Welle ei ner Maschine zii verkleineren oder zii vergrö- ssern. Dabei muss der Lenker I mit der trei benden Welle des Motors gekuppelt sein und der Lenker III muss so ausgebildet sein, dass er mit der getriebenen Welle der Maschine g < #kuppelt ist, wenn der Lenker I nach oben gerichtet ist, und entkuppelt ist,
wenn dieser hach unten gerichtet ist; oder umgekehrt, je naehdem eine Verkleinerung oder Vergrösse rung der Geschwindigkeit stattfinden soll.
Mit einem einzigen Mechanismus der be schriebenen Art kann der Antrieb nur wäh rend einer halben Umdrehung des Lenkers I aufrechterhalten bleiben und für eine kon. tinuierliche Bewegung muss der Mechanis mus verdoppelt Werden, wobei die beiden Lenker I der beiden Mechanismen einander diametral gegenüberliegen. Mechanismen dieser Art sind beispielsweise im Schweizer Patent Nr. 89111 beschrieben.
Solche Wechselgetriebe haben in der Praxis aber noch nicht befriedigt, - da die Winkelgeschwindigkeit des Lenkers III während der Periode des Antriebes nicht kon stant war, wobei dieses Nichtkonstantsein mit zunehmender Entfernung der Drehzen tren IV und V wächst. Beim Wechselge triebe gemäss vorliegender Erfindung ist nun diese Winkelbewegung des Lenkers III min. destens annähernd konstant.
Es sind zweck mä.ssigerweise Mittel vorgesehen, welche, wenn .eine Übersetzung stattfinden soll, den Gelenkpunkt 0 der Lenker I und II zwingen, sich auf einer Ellipse zu bewegen, anstatt auf einem Kreis.
In Fig. 1b ist eine schematische Darstel lung einer solchen Vorrichtung gezeigt, in dem der Punkt 0 sich auf einer Ellipse be wegt, indem das Drehzentrum IV eine kleine hin- und hergehende Bewegung in Richtung der grossen Achse der Ellipse ausführt, wie in der Zeichnung durch die Punkte VI und VII angedeutet ist. Infolge der bei dieser Bewegung stattfindenden Änderung des Ab standes zwischen den Punkten IV und V ist während der Periode des Antriebes für Ge schwindigkeitsverminderung, also in der Stel lung des Lenkers I zwischen 0 und<B>180',</B> die Winkelgeschwindigkeit des Lenkers I - kon stant.
Es soll nun anhan(l der schematischen Zeichnung Fig. 1e, welche nur ein Schema der zur Bewegungsübertragung dienenden Teile des im Längsschnitt in Fig. 1d darge stellten Getriebes zeigt, auf diese Teile ein gegangen und die Analogie mit den in Fig. 1h dargestellten Verhältnissen nachgewiesen werden.
Die mit konstanter Geschwindigkeit ro tierende treibende Welle 2 des Motors ist mit der Zwischenwelle 3 durch eine Kupplung verbunden (zum Beispiel eine Oldham-Kupp- lung), welche während der Rotation eine Parallelverschiebung der Welle 3 gestattet. In Fig. - 1c ist das Kupplungszwischenglied schematisch als Ring dargestellt und die Be wegungsmöglichkeiten sind durch Pfeile an gegeben.
GemUss der Fig. 1d ist auf der Zwischen welle 3 eine Büchse 12 festgekeilt. Ferner ist eine Trommel 4 vorgesehen, in-Fig. 1e als Rahmen dargestellt, welche konzentrisch zur Büchse 12 angeordnet ist, indem- sie mit einer auf der Welle 3 lose gelagerten Scheibe 4' verschraubt ist.
Die Trommel 4 besitzt vier Büchsen 4", deren Achsen zueinander paral lel sind; die Büchsen umgreifen Zapfen 9 eines trommelartigen Rahmens 5, und die Trommel 4 kann sich in Richtung der Zapfen hin- und herbewegen, wodurch die Welle 3 neben ihrer Drehbewegung nm ihre Achse eine Parallelverschiebung ausführen kann. Ferner sind am Rahmen 5 weitere Zapfen 10, deren Achsen senkrecht zu den Achsen der Zapfen 9 stehen, vorgesehen. Um die Zapfen ,greifen Büchsen: 8' eines Exzenterbügels 8, der das Exzenter 11 umgibt.
Der Exzenter- bügel 8 kann sich in Richtung der Achsen der Zapfen 10 geradlinig verstellen. Pes Exzenter 11 besitzt radial nach einwärts ge richtete Zapfen 11', welche in Schlitze der Büchse 12 eintreten und eine Drehverbin dung zwischen der Büchse 12 und Exzenter 11 darstellen.
In Fig. 1e ist die Büchse 12 der Einfach heit halber als mit der Welle 3 zusammenfal lend angenommen. Das Exzenter 11 kann für jedes eingestellte Übersetzungsverhältnis als mit der gelle 3 fest verbunden angesehen werden und ist im hin- und hergehenden Exzenterbügel 8 drehbar gelagert.
Auf der Büchse 12 ist ein Kurbelarm 16 fest, der das Glied zur Bewübungsübertragung auf. die treiLende Welle in Grestalt eines Kurbel- zap''ens 31 trägt, welcher somit die Dreh- und Parallelverschiebung der Büchse 12 und Welle 3 mitmacht.
Das Exzenter 11 sucht bei seiner Drehbe- -ügun- zwei rechtwinklig zueinander stn- hende Bewegungen zu erzeugen.
Die eine die- ,f=r Bewegungen, das heisst diejenige in R.ich- tung der Zapfenachsen 9 wird benützt, um die Welle 3 hin und her zu bewegen. Die an dere Bewegung in Richtung der Zapfen 10 hat- lzeine Einwirkung auf diese @cv@-egung der Welle 3 und Büchse 12.
Die durch ;lic Zapfen 10 bewirkte Führung des Exzenli,rs hat zur Folge, dass sich Welle Ö hin- und her- bewegen muss.
Dank dieser Bewegung der Zwi-@chen- welle 3 bezw. Büchse 12 beschreibt der Kur belzapfen 31 eine Ellipse, deren Mittelpunkt mit der lEttellage der Achse der Welle 3 zusammenfällt.
Die radiale Entfernung zwi schen der Wellenachse in ihrer Mittellage und dem Kurbelzapfen 31 ist die kleine Halbachse der Ellipse und die Exzentrizität des Exzenters 11 stellt die Differenz zwi- :chen den Ellipsenhalbachsen dar.
Vom Kurbelzapfen 31 erfolgt die Bewe gungsübertragung vermittelst eines! Exzen- terbügels 64 und Exzenters 49 auf eine Büchse 47 und von letzterer mittelst eines Klinl@enmechanismus 52 auf eine auf der ge- triebenen Welle 57 feste Scheibe 59.
Der Ex zenterbügel 6.1 bann als Lenker (6.1a in Fig. 1c) betrachtet werden, der von dem Kurbel zapfen 31 bewegt wird und den als Hebel (49a in Fig. 1e) angenommenen Exzenter 49 nachschleppt. Der Exzenterbügel 64 ent spricht dem Lenker II,
der Exzenter 49 dem Lenker III und die Biiclise 47 bezw. die zu ihr konzentrische getriebene Welle 57 dem Dreh- punkt V der Fig. 1h, während die Büchse 12 dem Drehpunkt IV, der Kurbelarm 1.6 dem Lenker I und der Kurbelzapfen dem Grelenkpunkt 0 entspricht.
Wie bei der Beschreibung von Fig. 111 er wähnt, bewirkt die elliptische Bahn des Kur-
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belzapfens <SEP> 31, <SEP> elass <SEP> die <SEP> Geschwindigkeit <SEP> der
<tb> Büchse <SEP> 47 <SEP> während <SEP> rines <SEP> verhältnismässig
<tb> < .reringen <SEP> @relil;
inl@ül,, <SEP> während <SEP> welclicin <SEP> der
<tb> Eingriff <SEP> des <SEP> Iilinhünniüch@inismus <SEP> zu <SEP> erfol gen <SEP> hat, <SEP> konstant <SEP> ist. <SEP> Die <SEP> den <SEP> Eingriff <SEP> der
<tb> Klinken <SEP> verursachenden <SEP> lockenfliiehen <SEP> der
<tb> Ringe <SEP> 68, <SEP> 69, <SEP> 7(I <SEP> und <SEP> 71, <SEP> welche <SEP> nacl@,tübünd
<tb> im <SEP> Detail <SEP> beschrieben <SEP> werden, <SEP> sind <SEP> in <SEP> Fi<U>g</U>.
<tb> Ic <SEP> schematisch <SEP> duvcli <SEP> eine <SEP> Kreisbahn <SEP> mit.
<tb> nach <SEP> innen <SEP> vor:
,pringrnde@r <SEP> @Tockenflärhe <SEP> an "(-,deutet. <SEP> Der <SEP> in <SEP> Fig,. <SEP> 1<B>f-'</B> <SEP> bezeichnete <SEP> Dreh winlicl, <SEP> während <SEP> welchem <SEP> der <SEP> Klinkenein griff <SEP> stattfindei, <SEP> ist <SEP> einclit@#1 <SEP> einer <SEP> @gunzen
<tb> Umdrehung <SEP> der <SEP> Büclisc# <SEP> 47 <SEP> und <SEP> mithin <SEP> der
<tb> Welle <SEP> 57. <SEP> Da <SEP> während <SEP> düe <SEP> Klinkeneingriffes
<tb> die <SEP> Welle <SEP> 3 <SEP> bezw. <SEP> eli-r <SEP> Kiirl>clzapfen <SEP> 31 <SEP> eine
<tb> halbe <SEP> LTmclrehun- <SEP> macht, <SEP> so <SEP> ist <SEP> das <SEP> Mer setzungsverhältni(l, <SEP> a <SEP> ; <SEP> 0,1.\_'a <SEP> - <SEP> 4 <SEP> : <SEP> 1.
<tb>
In <SEP> der <SEP> schematischen <SEP> Fig. <SEP> 1e, <SEP> anhand
<tb> welcher <SEP> vorstehend <SEP> die <SEP> zum <SEP> Verständnis <SEP> der
<tb> Erfindung <SEP> nötige <SEP> Wirkungsweise <SEP> des <SEP> Ge triebes <SEP> erörtert <SEP> wurde, <SEP> sind <SEP> alle <SEP> Teile, <SEP> welche
<tb> zti <SEP> dieser <SEP> Erürierun, <SEP> nicht;
<SEP> nötig <SEP> sind, <SEP> wegge lassen. <SEP> So <SEP> sind <SEP> auch. <SEP> alle <SEP> Mechanismen <SEP> zur
<tb> Verä.nderun- <SEP> des <SEP> LTbürsctzu.ngsverb <SEP> ültnisses,
<tb> welche <SEP> für <SEP> die <SEP> eigentliche <SEP> @üwcgung_:über tragung <SEP> nvischen <SEP> treibender <SEP> und <SEP> getriebener
<tb> Welle <SEP> ' <SEP> nicht <SEP> benötigt <SEP> werden, <SEP> weggelassen
<tb> und <SEP> werden <SEP> nun <SEP> nach,tehend <SEP> anhand <SEP> der
<tb> Fig. <SEP> 1d--9 <SEP> für <SEP> das <SEP> erste <SEP> Ausfübrungsbei spiel <SEP> erläutert.
<tb>
Obwohl <SEP> <B>Im- <SEP> 's</B> <SEP> für <SEP> die <SEP> nur <SEP> nur <SEP> :@nclerziii- <SEP> die <SEP> @x?entrizität <SEP> des
<tb> zwischen <SEP> 7,wi,clienwelle <SEP> 3 <SEP> und <SEP> treibender
<tb> Welle <SEP> 2 <SEP> bezw. <SEP> Welle <SEP> 5 <SEP> 7 <SEP> massgebend <SEP> ist, <SEP> so
<tb> ist <SEP> zur <SEP> ]Terstü11ung <SEP> einer <SEP> gleichmässigen
<tb> Beweg-ungsübertragling <SEP> auch <SEP> die <SEP> Lage <SEP> und
<tb> Form <SEP> der <SEP> Elli-Pse <SEP> von, <SEP> Belang.
<tb>
ITm <SEP> die <SEP> Exzentrizität <SEP> der <SEP> Welb, <SEP> 3 <SEP> gegen über <SEP> der <SEP> -N\Telle <SEP> \? <SEP> zii <SEP> verändern, <SEP> ist. <SEP> der <SEP> Rah men <SEP> 5 <SEP> in <SEP> einer <SEP> Trommel <SEP> 6 <SEP> drehbar <SEP> gelagert,
<tb> welche <SEP> mit <SEP> Flanschen <SEP> 6' <SEP> versehen <SEP> ist, <SEP> flie <SEP> ei zentrisch <SEP> zur <SEP> Tron)niel <SEP> angeordnet- <SEP> sind <SEP> und
<tb> auf <SEP> Gleitflächen <SEP> 63' <SEP> <I>düs</I> <SEP> Gctriübe@,chäu-;es <SEP> 63
<tb> (refiihrt <SEP> sind. <SEP> In <SEP> Fim. <SEP> 1.,1 <SEP> ist <SEP> die <SEP> obere <SEP> Hälfte
<tb> düs <SEP> ' <SEP> 63 <SEP> wüg@#elassen. <SEP> Die <SEP> Ex7entri teli;lusea
<tb> C <SEP> . <SEP> ...
<tb>
zität <SEP> der <SEP> Trommel <SEP> 1; <SEP> gegeniibcr <SEP> dein <SEP> Gehäuse kann: durch Drehen der Trommel verstellt werden und zu diesem Zwecke ist eine Schnecke 7 vorgesehen, die mit an einem der Flanschen 6' der Trommel 6 vorgesehenen Zähnen zusammenwirkt (Fig. 1d und 4).
Ferner ist ein die Büchse 12 lose umge bendes und in der Trommel 4 drehbar gela gertes trommelartiges Glied 15 vorgesehen, das zwei Nockenflächen 15' aufweist, welche mit nach einwärts sich erstreckenden Zapfen 14 und 13 des Exzenters 11 zusammenwirken und die Ezxentrizität des Exzenters 11 be stimmen. Die Zapfen 11' des Exzenters 11 treten auch durch Schlitze im Glied 15 hin durch.
Beim Verdrehen der Trommel 6 erfolgt gleichzeitig ein Verstellen der Exzentrizität des Exzenters 11, zu welchem Zwecke ein Planetengetriebe vorgesehen ist.
Dieses Planetengetriebe weist ein Sonnen rad 17, das auf der Welle 3 befestigt ist, und Planetenräder 18 undi 19 auf, welche in nen mit dein, Sonnenrad und aussen mit einer auf dem büchsenförmigen Teil der Trommel 4 vorgesehenen Innenverzahnung im Ein griff sind.
Die Spindeln, welche die Planetenräder 18 und 19 tragen, sind in einem auf der Welle 3 losen Gehäuse 18' gelagert und tra gen noch zwei weitere Planetenräder 20 und 21. Die letzteren sind innen mit einer auf der Büchse 22, ' welche auf der Welle 3, lose sitzt, vorgesehenen Aussenverzahnung und aussen mit dem innenverzahnten Ring 23 in Eingriff. Die Büchse 22 ist auf dem trom melartigen Glied 15 aufgekeilt und der Ring 23 ist noch mit Aussenverzahnung versehen, welche mit der in der Trommel 4 gelagerten Zahnstange 24 (Fig. 4) im Eingriff ist.
Letztere trägt eine Führung 25, in welcher ein Gleitstein 27 geführt ist, der an einem im festen Teil des Getriebegehäuses vorge sehenen Zapfen 26 (Fig. 4) angebracht ist. Die Seitenflächen der Führung sind parallel zu den Zapfen 9, daher verursacht die Hin- und Herbewegung der Trommel 4 in Rich tung der Zapfen 9 keine Drehung des Ringes 23. Die Verstellung des Rahmens 5 während der Übersetzungsänderung durch Drehung der Schnecke 7 aber verursacht, dass die Zahnstange sich in ihrer Führung in der Trommel 4 bewegt, wodurch eine teilweise Drehung der Büchse 22 erhalten wird.
Da durch wird das trommelartige Glied 15 ge dreht und seine Nockenflächen 15' verändern dabei den Hub des Exzenters 11.
Ausser der bereits beschriebenen Stellbe- wegung in einer zur Getriebeaxe senkrechten Ebene infolge der Verdrehung der Trommel 6 kann der trommelartige Rahmen 5 eine Drehbewegung um seine eigene Axe in der gleichen Ebene ausführen, um eine Einstel lung der Neigung der Ellipsenaxen gegen über dein Horizontalen auszuführen.
Diese Bewegung wird mittelst einer Rolle 32' (Fig. 4) erzeugt, die im Getriebegehäuse gelagert ist und mit einem entsprechend ausgebilde ten Schlitz 33' zusammenwirkt, der im Rah men 5 derart angeordnet ist, dass bei irgend einer Verstellung der Trommel 6 die genaue Neigung des Rahmens gleichzeitig erhalten wird. ' .
Die Kurbel 16 besitzt eine radial ange ordnete Führungsbüchse 29, in welcher ein Gleitstein 30, der den Hauptkurbelzapfen 31 trägt, sich befindet; anderseits ist der Haupt kurbelzapfen 31 fest im mit dem Exzenter 49 zusammenarbeitenden Exzenterbügel 64.
Die Lage -der Drehaxe des Exzenters 49 wird bei der Veränderung der Exzentrizität der Welle 3 gegenüber der Welle 2 nicht ver ändert, deshalb -muss der Gleitstein 30 in der Führungsbüchse 29 vorgesehen sein, um die Exzentrizität der Welle 3 gegenüber der Welle 2 verändern zu können. Eine Verän derung des Übersetzungsverhältnisses be dingt aber auch zwecks Veränderung des Verhältnisses der Ellipsenachsen eine Ände rung des Hubes des Hauptkurbelzapfens. Um dies zu ermöglichen, ist der Hauptkurbel zapfen 31 in .
einem weitern Exzenterbügel 34, der, wie aus Fig. 1d ersichtlich ist, zwi schen der Kurbel 16 und dem Exzenterbügel 64 angeordnet ist, -vorgesehen. Die Bohrung des Exzenterbügels 34 trägt zwei Zapfen 35 und 36 (Fig. 3), auf welche Nockenflächen 33 (Fig. 3) am trommelartigen Glied 15 ein wirken.
Um die Veränderung des Hubes des Hauptkurbelzapfens 31 zu ermöglichen, -wird der Exzenterbügel 64 seine Drehlage relativ zur Kurbel 1.6 verstellen; was eine die Änderung des Übersetzungsverhältnisses berücksichtigende Phasenverschiebung der Drehbewegung der Kurbel 16 und des Ex zenterbügels 64 verursacht.
Lm einen gleichmässigeren Antrieb der getriebenen Welle 57 zu erhalten, wird ein zweiter Kurbelzapfen 32 vorgesehen, der die iehen Bewegungen wie der 14auptl"urbel- ffi <B>0-</B> e zapfen 31 ausführt und seine Bewegung durch einen dem Exzenterbügel 64 des Haupt kurbelzapfens 31 entsprechenden Exzenter bügel 65 und Exzenter 50 auf den später be schriebenen Schaltmechanismus und damit auf die getriebene Welle 57 überträgt.
Zur Übertragung der Bewegung des Hauptkurbelzapfens 31 auf den Kurbel zapfen 32 sind folgende Mittel vorgesehen: Zwei Büchsen 37 und 38 sind in der Um fangsrichtung gegeneinander verdrehbar vor gesehen. Die äussere Büchse 38 ist im trom melartigen Rahmen 5 drehbar gelagert, so dass sie immer konzentrisch zum Ellipsen mittelpunkt ist, und sie macht die Drelibe- wegung des Hauptkurbelzapfens 31 mit, in dem ein auf ihr nach einwärts vorstehender Zapfen 39 vorgesehen ist, der eine auf ihm gleitbare Büchse 42 besitzt, welche mit: dem Hauptkurbelzapfen 31 gelenkig verbunden ist.
Diametral gegenüber dem Zapfen 39 be findet sich ein weiterer nach einwärts vor stellender Zapfen 40, an welchem eine weitere mit dem Kurbelzapfen 32 gelenkig gekup- pelte und der Büchse 42 entsprechende Büchse 41 (Fig. 4 und 5) gleitbar angeord net ist. Die innere Büchse 37 ist in der äusseren Büchse 38 gelagert und mit derart dimensio nierten Schlitzen zur Aufnahme der Zapfen 39 und 40 der Büchse 38 versehen, dass eine kleine Drehverstellung der beiden Büchsen zueinander möglich ist.
Die Büchse 37 trägt zwei nach einwärts sich eistreckende Augen 13, 4-1, wclclie durch Lenker 45 bezw. -?6 (Fig. 3) mit den Büchsen 42 bezw. 41 @r;e- kuppelt sind.
Die Zapfen 39 und 40 der äusseren Büchse stehen niellt radial und eitle Veränderung des Hubes des 4lanptl;iubel- zapfens 31. verursacht eine V erschiebutig der llüchse 42 auf ihrem Zapfen 39 und d:
tlt(#i eine Drehung der Büchse 3<B>7</B> gegenüber der Büchse 38. Diese 1)rclibewegung der Büchse 37 wird durch Atige 44, Lenker 46, Büchse 41 und Zapfen 411 in eine Verstelibeweg-un@@ des Kurbelzapfens :; 2 umgewandelt, -wobei ein dem Gleitstein 3U für den Ilauptkurbel- zapfen 31 entsprechender Gleitstein für den Kurbelzapfen 32 nicht gezeigt ist.
Es kann in gleicher Weise mehr als ein Hilfskurbel- zapfen angetrieben werden.
Wie in Fig. 111, 5 und 6 darge.tellt, ist auf der getriebenen Welle 5 7 eine Büchse 47 drehbar gelagert, welche an ihrem einen Ende das Exzenter 49 trägt, mit -welchem der Exzenterbübel 64 zusammenwirkt.
Letz terer wird vom 1iaupt.lz.urbelzapfen 31 ge dreht, und zwar wild, wie bei. der Erklärung der schematischen Fig. 111 auseinandergesetzt wurde, hierbei ein(. Rotation der Büchse 4 r mit während jeder Umdrehung variierender Winkelgeschwindigkeit erzielt.
Eine weitere Büchse 48 ist auf der Büeli=,e 4.7 dreh verstellbar gelagert und zur Erleichterung der Montage ist die innere Büchse 47 quer geteilt und die beiden Teile sind bei 51. miteinander verbunden, so dass sie als ein Stück rotieren.
Auf der äusseren Büchse 48 sitzt ein Exzenter 511, dessen Exzenterbügel 61 vom Kurbelzapfen 32 aus mit variabler Winkelgeschwindigkeit rotiert wird, in glei cher Weise, (aber phasenverschoben, da die Kurbelzapfen<B>31</B> und 32 um 180 zueinan der versetzt sind), wie die innere Büchse 47 vom 11,auptkurbelzanfen 31 aus angetrieben wird.
Die Lage der Biichsen 47 und 48 und der )Felle 5 7 im G@häusc ist durch Ring flächen 6() und (*,(-)" auf der äussern Büchse 48 gesichert, welche in Lagerflilichen 61 u tid 61', der mit dein C'*ctriebegehäuse festen Scheiben 6 2 bezw. 62\ drehbar gelagert sind.
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(1,-r <SEP> lwiden <SEP> hiiclisen <SEP> 47 <SEP> bezw. <SEP> 48 <SEP> be <B>-</B>;i <SEP> rt <SEP> ,jt. <SEP> r <SEP> <B>i</B>.i <SEP> @@l@ieh,ichsigcund <SEP> mit <SEP> ihr <SEP> aus
<tb> 111n(1111 <SEP> Stii(-lc <SEP> hustehende <SEP> Augen <SEP> 52', <SEP> in <SEP> deren
<tb> 1>@)lirnii("en <SEP> S,ehaltklinken <SEP> 52 <SEP> längsverschieb l)ar <SEP> vorgesehen <SEP> sind. <SEP> In <SEP> Fig. <SEP> 1d <SEP> sind <SEP> die <SEP> Au gen <SEP> um <SEP> <B>180'</B> <SEP> zueinander <SEP> versetzt, <SEP> während
<tb> sie <SEP> in <SEP> den <SEP> Fig. <SEP> 5 <SEP> und <SEP> 6 <SEP> in <SEP> andern <SEP> Lagen <SEP> der
<tb> Büchsen <SEP> einander <SEP> benachbart <SEP> dargestellt <SEP> sind.
Die Schaltklinken 52, welche einen Teil der Kraftübertragungsorgane bilden, und von welchen vier Paare vorgesehen sind, sind von halbzylindrischem Querschnitt, so dass ein Paar, der Bohrung der Augen 52' entspre chend, einen vollen Zylinder bildet; die bei den Klinken eines Paares sind in axialer Richtung aufeinander gleitbar. Das äussere Ende jeder Klinke ist mit Zähnen versehen und bei jedem Klinkenpaar sind die Zähne einer Klinke gegenüber denjenigen der an dern Klinke um die halbe Teilung versetzt, däs heisst wenn von der Trennungsfläche der beiden zusammengehörigen Klinken aus die eine mit einem Zahn beginnt, so beginnt die andere mit einer Zahnlücke.
In ähnlicher Weise haben einander entsprechende Klinken in beiden Augen 52' jeder Büchse 47 bezw. 48 Verzahnungen, welche um eine halbe Tei lung zueinander versetzt sind.
In den Exzentern 49 und 50 sind kreis förmige Schlitze 54, 53 ausgespart, um eine Drehverstellung der Büchsen mit den Augen 52' relativ zu ihren nicht zugehörigen Ex zentern infolge der Drehungen der Büchsen relativ zueinander zu gestatten.
Jedes Klinkenpaar in zwei einander gegenüberliegenden, gleichachsigen Augen ist durch ein einfaches Kniehebelpaar 57 mit einander verbunden,- dessen Teile am einen Ende miteinander gelenkig verbunden sind und am andern Ende je mit einer Klinke.
Die gelenkige Verbindungsstelle eines Kniehebelpaares gleitet in einer zur Dreh achse senkrecht stehenden Ebene in einem Kolben 56, der selbst in radialer Richtung (mit Bezug auf die Büchsen) gleitbar ist, und die Verbindungsstelle ist gezwungen, sich gleichzeitig mit dem Kolben in radialer Richtung zu bewegen. Wenn daher der Kolben radial in einer Richtung sich bewegt, so werden die Klinken 52 in folge der Kniehebelwirkung über die End- flächen der Büchsen 47 bezw. 48 in axialer Richtung hinaus verschoben, bei der Bewe gung des Kolbens in der andern Richtung werden die Klinken 52 sich gegeneinander bewegen und in diese Endflächen zurück treten.
Auf der getriebenen Welle sind die beiden Scheiben 58 und 59 befestigt, welche auf ihren, den Büchsen 47 und 48 bezw. Klinken 25 zugekehrten Endflächen radial'verlaufende, über den ganzen Umfang sich erstrek- kende Zähne aufweisen, deren Zahnprofil demjenigen der Zähne der Klinken-52 ent spricht.
Die gezahnt-en Flächen der Scheiben 58 und 59 stehen also einander und den Klin ken 52 gegenüber und die Zähne der letzte ren greifen in die Zähne der Scheiben )8 bezw. 59, wenn die Klinken durch die Wir kung der Kniehebel über die Endflächen der Büchsen 47 bezw. 48 hinaus vortreten.
Aus dieser Anordnung bezw. Ausbildung der Zähne ergibt sich, dass in irgend einer Stellung die Zähne einer bestimmten Klinke 52 mit Bezug auf diejenigen der entsprechen den Scheibe 58 oder 59 so stehen können, dass wenn die Klinke durch den Kniehebel vor geschoben wird, die Zahnspitzen von Klinke und Scheibe aufeinander treffen, während die um die halbe Zahnteilung zu den ersterwähn ten Klinkenzähnen versetzten Zähne einer Klinke am andern Ende der Büchse in einer solchen Stellung sind, dass sie in richtigen Eingriff mit denjenigen der entsprechenden Scheibe kommen.
Hierbei wird die Knie hebeleinrichtung infolge des Auftreffens der Zahnspitzen aufeinander sich in axialer Richtung verschieben, um den Eingriff zu bewerkstelligen.
Durch die vorbeschriebenen Mittel wird zwangsläufig Kupplung zwischen der trei benden Welle 3 und der getriebenen Welle 57 erhalten. Da die beim Ineingriffbringen der Klinken 52 mit den Scheiben 58 bezw. 59 aufzuwendenden axialen Kräfte einander gleich und entgegengesetzt gerichtet sind, so ,entsteht kein unausgeglichener.axialer Druck, der durch nichtrotierende Teile des Getriebe- gE:häuses aufgenommen werden müsste; der Druck wird intern zwischen den Scheiben 58 und 59 verteilt.
Ferner, da der Druck zwi- ,#ühen Klinken und Scheiben durch einen Kniehebel ausgeübt wird, so ist die Kraft zur Erzeugung dieses Druckes verhältnis mässig klein und da. beim völligen Eingriff der Klinken die beiden Teile der Kniehebel beinahe gleichgerichtet sind, also nahezu in konaxialer Lage sieh befinden, so ist die Kraft, welche nötig ist, um die Kniehebel in dieser Lage zu halten, praktisch sehr ge- r ing.
Am äussern Ende jedes Kolbens 56 für die Kniehebel ist eine Rolle 66 vorgesehen, -elche mit der Nockenfläche des nach stehend beschriebenen Klinkenbewegungs- mechanismus zusammenwirkt. Am innern Ende der Kolben sind kleine konische Vor sprünge 6 7 vorgesehen, deren Zweck nach st(>hend erläutert wird.
Die Mittel :zur Erzeugung einer ring förmigen Kurven- oder Nockenfläche, wel- ehe die Büchsen 47 und 48 umgibt, bestehen z@vecl:mässigerweise aus vier konzentrischen Ringen 68, 69, 70 und 71 (Fig. 1ä und 6), wovon jeder Ring an einem Ende mit einem radial nach einwärts sich erstreckenden Flansch versehen ist.
Die vier Ringe sind übereinander angeordnet (Fig. 1ä) und der innerste ist auf dem Lagerring 62' der Seheibe 62 drehbar, während ihre Flanschen nebeneinander liegen, und durch später er läuterte Mittel unabhängig voneinander ge dreht oder festgehalten werden können.
Der innere Umfang aller Flanschen ist mit. Nok- kenflächen versehen; wenn die Büchsen 47 und 48 zusammen mit den Klinken 52 und Kniehebeln rotieren, laufen die Rollen 66 der Kniehebel auf dem innern Umfang der Flanschen und sobald die Rollen auf die Nockenfläche auflaufen, werden Klinken 52 abwechselnd in Eingriff mit den Scheiben 58 bezw. 59 gepresst;
verlassen die Rollen 66 der Kniehebel die Nockenflächen, so wer den die Klinken durch die Keilwirkung der entsprechenden gestalteten Zähne der Klin ken 52 und Scheiben 58, 59 ausser Eingriff mit den Scheiben gepresst.
Jeder Flansch der vier Ringe 68-71 ist mit einer Nockenfläche 70' (Fig. 6) ver sehen und durch Verdrehen der Ringe 68-71 gegeneinander können die Nockenflächen der einzelnen Flanschen in axialer Richtung be trachtet zum Zusammenfallen gebracht oder auseinandergezogen werden. Jede Rolle 66 besitzt eine solehe Breite, dass sie mit allen vier nebeneinander angeordneten Nocken fläehen zusammenwirkt.
Die Länge der ein zelnen Nockenfläche ist so bemessen, dass, wenn die Nockenringe soweit gedreht wer den, dass alle Nockenflächen. zusammenfallen, die richtige Länge der Nockenfläche um die für das grösste Übersetzungsverhältnis, für welches das Getriebe gebaut ist, benötigte Eingriffsdauer der Klinken zu erhalten, sich ergibt.
Durch die erwähnte gegenseitige Ver drehung der Ringe 68, 69, 70 und 71 kann die aus den vier Nockenflächen sich zusam mensetzende Nockenfläche bis auf ungefähr die vierfache Länge der Nockenfläche eines einzelnen Ringes vergrössert werden;
da durch kann die Dauer des Eingriffes der Klinken verändert werden, um den Anfor derungen eines bestimmten t; ber3et7ungs- verhältnisses zu entsprechen. Die radiale Höhe deij Nockenfläehen ist so bemessen, dass, wenn die Kniehebelrollen 66 mit dem selben in Eingriff stehen, die beiden Teile des Kniehebels nahezu in eine Linie fallen.
Das Verlängern oder Verkürzen der Nok- kenflächen geschieht auf folgende Weise Der innerste und der äusserste Ring 71 bezw. 68 sind, wie in Fig. 1ä und 6 gezeigt, mit nach abwärts sieh erstreckenden Segmenten mit gegeneinander gerichteten Rändern 72 bezw. 78 versehen. , Die Ränder der Seg mente sind im Eingriff mit.
Nuten, welche in den Gleitstucken 71 und 75, die in einem Schlitz 76 einer Gabel 77 gleitbar sind, vorge- sehen sind. Letztere greift über den äusser sten Noekenring und unterhalb des Schlitzes 76 ist in der Gabel 77 ein weiterer Schlitz 79 mit Gleitstück 78 vorgesehen. Die Gleit- stücke 74 und 75 mit ihren in Fig, 1d ge zeigten seitlichen Rändern halten die Gabel 7 7 in ihrer Lage.
Das Gleitstück 78 trägt einen kurven förmigen Vorsprung 80, der in eine Nut in der Trommel 6 (Fig. 1d) eingreift, welche Nut eine derartige Krümmung besitzt, dass, wenn die Trommel 6 gedreht wird, durch Schnecke 7 und Schneckenradverzahnung 6', wie früher beschrieben, um das Über setzungsverhältnis zu verändern, der innere und der äussere Ring 71 bezw. 68 durch die Einwirkung der Gleitstücke 75 bezw. 74 auf die Ränder der.
Segmente 73 bezw. 72 gleich zeitig in entgegengesetzter Richtung gedreht werden um einen Betrag, der genügt, um die dem 11bersetzungsverhältnis angepasste Länge der Nockenfläche und dadurch des Klin keneingriffes zu erhalten. Von den beiden übrigen Nockenringen 70 und 69 ist letzterer mit dem äussern Ring 68 gekuppelt, und der erstere mit dem innern Ring 71, derart, dass wenn die Nockenfläche des einen beinahe abgedeckt ist, er .vom andern nachgezogen wird, in derselben Weise wie die Stäbe eines Fächers.
Auf diese Weise wird ein Eingriff der Klinken über einem bestimmten Teil der Winkeldrehung der Büchsen, während wel- ehem Teil die Winkelgeschwindigkeit kon stant ist, infolge der elliptischen Bahn der Zapfen 31 bezw. 32, erhalten und der Welle 57 eine Drehbewegung mit konstanter @Vin- kelgeschwindigkeit erteilt.
Wenn das Getriebe -auf direkten Gang eingestellt ist (das heisst wenn das Über setzungsverhältnis 1 : 1 ist), so ist es er wünscht, dass dann kein Kontakt zwischen den Nockenflächen und den Kniehebelrollen stattfindet, und dies erfolgt automatisch auf nachstehende Weise Beim Vbersetzungsverhältnis 1:1 muss die Länge der aus den vier Einzelnocken- flächen kombinierten Nockenfläche ein Halb kreis sein und die Stellung der Büchsen 47 und 48 muss derart sein, dass jedes Klinken paar in einer Büchse diametral einem Paar in der andern Büchse gegenübersteht.
Es sind konische Löcher 81 in den Büchsen gegenüber den konischen Vorsprüngen 67 am innern Ende des Kniehebelkolbens vorge sehen. Die Büchsen verdrehen sich während einer Umdrehung relativ zueinander, da ihre unter dem Einfluss der Kurbelzapfen 31 und 32 erfolgende langsamere und raschere Dre hung während einer Umdrehung phasenver schoben ist. Die Grösse der Phasenverschie bung und somit die Verstellung der Büchsen zueinander hängt vom Übersetzungsverhält nis ab.
Beim Übersetzungsverhältnis 1 :1 befinden sich die Büchsen in der erwähnten Stellung einander diametral gegenüber und nur in dieser Stellung ist es möglich, die Kniehebel über ihre konaxiale Lage hinaus zu verstellen; sie werden in dieser Stellung durch die treibende Kraft zwischen Klinken 52 und Scheiben 58 und 59 gehalten.
Um den zur Erzeugung des Durch- drückens der Kniehebel benötigten Extra druck auf die Kniehebelkolben auszuüben, ist ein Teil der Nockenfläche des innersten Ringes 71 mit dem übrigen Teil der Nocken fläche gelenkig verbunden und der gelenkige Teil wird durch eine schwache Feder radial nach einwärts gepresst. Unter gewöhnlichen Übersetzungsverhältnissen genügt der Druck der schwachen Feder nicht, um die Knie hebel über ihre konaxiale Lage hinaus zu bewegen.
Sobald die Länge der Nockenfläche ein Halbkreis wird, so kommt der gelenkige Teil der Nockenfläche des innersten Ringes 71 in Kontakt mit einer kleinen Keilfläche oder Anschlag 82 (Fig. 6), der auf einem Lagerraum im Gehäuse getragen ist, und er kann von den ihn passierenden Rollen 66 nicht mehr verdrängt werden, sondern Sie Kniehebel werden über ihre konaxiale Lage hinaus bewegt und die konischen Vorsprünge 67 treten in die konischen Löcher 81, und es findet kein Ausrücken der Klinken 52 mehr statt.
Wenn die Einstellung des @fih@rsetzunms- Verhältnisses verändert wird, so verursacht die nunmehr wieder auftretende Relativbewe- gung der Büchsen 48 und 47 zueinander, dass die konischen Vorsprünge 6 7 infolge ihrer Formgebung aus den Löchern 81 heraus treten und die Kniehebel sich über die kon- axiale Lage zurück bewegen.
Gleichzeitig wird-beim Verändern des Übersetzungsver- hältnisses der gelenkige Teil der Nocken- fläche ausser Kontakt mit dem Anschlag 82 gezogen, so dass er seine normale Bewegungs freiheit wieder hat.
Für den Rückwärtsgang weist das Wech- selgetriebe in Verbindung mit der getriebe nen Welle ein einfaches epizyklisches Ge triebe (Fig. 1d) als Windegetriebe auf mit einer mit Innenverzahnung versehenen Büchse 83, welche aus einem Stück mit oder fest. mit dem weiteren getriebenen Wellenstiiek 81 des Getriebes ist, ferner mit einem zen tralen Rad 85, das auf der angetriebenen Welle 57 befestigt ist, und mit zwei oder mehr Planetenräder 86, die mit dem zentra- len Rad 85 und mit der. Innenverzahnung im Eingriff stehen.
Die Planetenräder können frei um besondere Spindeln sich drehen, wel che einander diametral gegenüber in einem Gehäuse 8 7 gelagert sind, (las in axialer Rich tung mittelst einer Gabel 88 verstellt werden kann, welche letztere mittelst nicht gezeig ten Hebeln und Gestänge oder andeni -Mitteln vom Führersitz aus bewegt wird. falls das Wechselgetriebe in einem- Automobil einge baut ist.
Auf beiden Enden des Gehäuses sind Kupplungszähne vorgesehen; die Zähne am vordern Ende können in Eingriff mit entsprechenden Zähnen 89 gebracht werden, welch letztere am Gehäuse selbst oder an ei nem fest mit letzterem verbundenen Teil vor gesehen sind; die Zähne am hintern Ende können mit Zähnen 90 an der Innenfläche einer Rippe der Büchse 83 in Eingriff Ige- bracht werden.
In seiner rückwärtigen Stellung ist das Gehäuse 8 7 direkt mit der Büchse 83 durch die rückwärtigen Zähne gekuppelt, und es kann keine relative Bewegung zwischen #;en Teilen stattfinden; die Büchse 83 wird in der gleichen Drehrichtung angetrieben wie das zentrale Rad.
Anderseits, wenn da" Gehäuse 87 in ,ei ner vordern Stellung gehalten wird mittelst der vordern Kupplungszähne. so wird die Büchse 8 j mittelst der Planetenräder 86 im umgekehrten Drebinn zu demjenigen des zentralen Rades 85 angetrieben.
Eine neutrale Stellmig ist diejenige, wenn sich das CTeliüuse (wie in Fig. 1d gezeigt) in seiner Mittelstellung befindet, und ein An schlag ist am Stellhebelquadrant vorgesehen, um diese Stellung zu siehern.
Die Geschwindigkeit des Fahrzeuges, in wele.hem (las vorstehend beschriebene Wech selgetriebe eingebaut ist, kann im gleichen Mass verändert: werden, gl(#ichgiiltig ob das selbe vorwärts oder rüchwäits angetrieben werden soll.
Es können Mittel vorgesehen sein, durch welche der Kupplungshebel mit dem Gesclnvindigkeitsänderungsmeelianismus des Getriebes derort blockiert ist, dass es un möglich ist, das Fahrzeug in irgend einer Richtung anzulassen, ausser wenn (las Ge triebe auf dio kleinste Übersetzung einge stellt ist. Wenn das Getriebe jedoch mit auto matischer Steuerun.- versehen ist, so ist diese Blockierung gewöhnlieli unnötig.
Die Mittel zur automatischen Änderung des übersetzungsverhä ltnisses des Getriebes weisen ein Paar von Kupplungen auf (Fig. 1(i, 7-9), deren honus"e 91 und 92 fest mit der Spindel 93 verbunden sind. -elch letz tere mit der Schnecke 7, die zur Drehung der Trommel !1 zweck.:
Veränderung der Über- setzungsverliältnisse dient, durch die Räder 94, 95 und 96 verbunden ist. Die Hülsen 97 und 98 sind mit Kegelrädern 99 bez%v. 100 verbunden, welche frei in Lagern, die im Getriebegehäuse vorgesehen sind, rotieren, wobei die erweiterten Enden der Hül.san ge geneinander gerichtet sind;
die Kegelräder 99 und 100 sind über ein drittes Kegelrad 101, das in einer Ebene spukrecht zur Rota tionsebene der beiden andern Kegelräder ro- tiert, miteinander verbunden. Das 100 ist mil.telst Scliraulieiiri:i(ler 10?, 103 oder andern Mitteln mit der ersten treibenden Welle 2 des Getriebes verbunden, so dass alle Kegelräder ständig in Bewegung sind, so lange die Hauptkupplung des Fahrzeugan triebes eingerückt ist.
Die Hülsen sind in Gestalt von Federn ausgeführt, welche ko nisch ausgebohrt sind, um mit ihrer Innen fläche auf die Konusse 91 und 92 zu passen; die eine Feder ist rechtsgängig und die an dere linksgängig. Zwischen den Hülsen und konaxia.l zu denselben sind zwei Scheiben 104 angeordnet, die axial verstellt werden können. Zwischen den Scheiben 104 sind zwei Kugel lager 104' und ein Ring 109 'angeordnet, welch letzterer die Drehung der Federn nicht mitmacht.
Der Abstand der beiden Scheiben voneinander ist so gewählt, dass in der Mit telstellung beide Federn 97 und 98 genügend stark zusammengepresst werden, so dass die selben die Konusse 91 oder 92 nicht drehen; wenn jedoch der Ring 109 axial in der einen oder andern Richtung verstellt wird, so wird die eine oder andere Feder entspannt und fasst den Konus und dreht ihn, wodurch mit Hilfe von Schnecke 7 und Schneckenrad 61 das Übersetzungsverhältnis geändert wird. Die axiale Verschiebung des Ringes 109 kann durch einen Zentrifugalregulator 120' erfol gen, wobei die Regulatormuffe vermittelst Gestänge 120" mit dem Ring 109 gekuppelt ist.
Diese Verschiebung kann aber auch vom Führersitz aus durch, mechanische Mittel er zeugt werden, wie nachstehend beschrieben wird.
Anschläge 105 und 106 sind ferner auf einer Gleitstange 107 vorgesehen und ein Stift 108 an der Trommel 6, so dass, wenn die Verstellung des Übersetzungsverhältnisses die obere oder untere Grenze erreicht hat, der Bund 104 und der Ring 109 plötzlich in ihre Mittelstellung gebracht werden, gleichgültig, ob sie zu der Zeit vom Regulator oder vom Führersitz aus beherrscht werden. Zu diesem Zwecke ist eine Gabel 320 vorgesehen, welche axial beweglich, aber durch Nut und Feder gegen Drehung gesichert, zwischen den Bun- den 321 und 322 auf der Stange 107 sitzt; die Gabel umfasst den Ring 109 lose, so dass Spiel zwischen Ring und den Gabelschenkeln vorhanden ist.
Ein federbelasteter Riegel 323 wirkt mit in der Gabelmuffe vorgesehe nen Rasten zusammen, um die Gabelschenkel in ihren beiden extremen und mittleren -Stel lungen zu fixieren. Dieser Riegel -dient auch dazu, um eine geringe relative Bewe gung zwischen der Gabel 320 und der Stange 107 durch Keilwirkung zwischen Riegelflächen und Rasten herbeizuführen, so dass ein völliges Ausrücken der betref fenden Kupplung unter dem Druck der den Riegel belastenden Feder erfolgt.
Um eine Änderung des Übersetzungsverhältnisses durch axiale Verschiebung des Ringes vom Führerstand aus zu erzeugen, ist ein kleiner Hebel<B>110</B> (Fig. 9) vorgesehen, der mit dem Ring 109 zusammenwirkt, wenn der Führer die Betätigung ausführen will. Der Hebel 110 ist. in einem an einem axial verschieb baren Rohr 111 befestigten Drehpunkt 110" drehbar gelagert; an das andere Ende des Rohres ist die äussere Hülse 112 eines Bow denzuges angeschraubt.
Wenn ein Zug auf das innere Glied 113 (Fig. 9 und 7) des Bow denzuges ausgeübt wird, so wird der Hebel 110 um seinen Drehpunkt 110" gesehwenkt und greift am Ring 109 entgegen der Wir kung einer seine Rückbewegung verursachen den Feder 110' an, worauf dann bei einer folgenden gemeinsamen Bewegung der Glie der 112 und 113 des Bowdenzuges, Rohr 111, Hebel 110 und Ring 109 in der Richtung ent gegen dem Druck der vorgesehenen Kompres sionsfeder 111' bewegt wird.
Die gemeinsame Bewegung von Rohr 111 und Glied 113 kann dadurch hervorgerufen werden, dass das Glied 113 mit einem (nicht gezeigten) Stellhebel verbunden ist, so dass beim Anheben oder Niederdrücken des -letz-. teren die nötige Bewegung von 113 erfolgt, um den Hebel 110 in Eingriff mit dem Ring 109 zu bringen. Am gleichen Stellhebel ist zweckmässig ein weiterer Bowdenzug 324 (Fig. 7) derart befestigt, dass eine horizon tale Bewegung dieses Hebels die gemeinsame Bewegung von Rohr 111 und Glied 113 ver= ursacht.
Die Kraft der Regulatorfeder 120 ist innerhalb weiter Grenzen während des Be triebes verstellbar durch eine von einem 1-le- bel 120 (Fug. 7) und Schraubengewinde ver ursachte Verstellung des Federtellers 121. und (nicht gezeigte) Mittel sind vorgesehen, um den Hebel in irgend einer Stellung fest zuhalten.
Die Arbeitsweise der erwähnten Mittel zur automatischen Änderung des -Cbersetzui>ns- verhältnisses des in einem Kraftfahrzeug ein gebauten Wechselgetriebes ist wie folgt: Angenommen das Fahrzeug stelle still, der Motor laufe und der Getriebehebel befinde sich in seiner neutralen Stellung. Die Kupplung wird in der gewöhnlichen Weise ausgeschaltet und der Getriebeliebe( in die vordere Antriebslage gebracht. Der Motor wird beschleunigt und die Kupplung allmählich eingeschaltet. Sobald der Motor die Belastung verspürt, wird er verzögert.
wenn das Übersetzungsverhältnis zum An fahren ungenügend ist; die Gewichte des Re- gulators werden sich einander nähern und da bei wird die eine Feder komprimiert und die andere entspannt; diese fasst ihren zugeordne ten Konus und verursacht die Rotation der Welle 93, wodurch Schnecke 7 und Schnek- kenradkranz 6' (Fug. .1) gedreht werden, so dass (las Übersetzungsverhältnis zunimmt; diese Drehung wird solange aufrechterhalten, bis das Fahrzeug sich zu bewegen anfängt.
Die Motorgeschwindigkeit steigert sich nun in der Folgezeit und die Regulatorgewichte gehen immer weiter auseinander und bringen den Ring 109 in seine Mittelstellung zurück. Da nun das Übersetzungsverhältnis für nor male Fahrt zu gross ist, so will der Motor durchbrennen, und es wird durch Auseinan- dergehen der Regulatorgewichte die andere Kupplung eingeschaltet und das Überset zungsverhältnis wird allmählich verkleinert in (lein Masse, in welchem sich die Geschwin digkeit des Fahrzeuges steigert, bis das Ge triebe mit direkter Übersetzung arbeitet, worauf der Regulator durch einen der auto matischen Anschläge 108 ausgeschaltet wird.
Wenn nun das Fahrzeug beginnt, eine Stei- gung hinaufzufahren, welche genügend gross ist, um die 1lotorgescliwindigkeit unter die normale herabzusetzen, so bewegen sieh die Regulatorgewiehte gegeneinander, das Über setzungsverhältnis wird auf die vorbeschrie- beneWeise vergrössert, bis die normale Motor geschwindigkeit wieder erreicht ist, worauf dann das lbersetzungsverhältnis wieder all mä.hlicll reduziert wird.
Durch geeignete Einstellung der R.egula- torfeder ist es möglich, die maximale Ge schwindigkeit des Fahrzeuges auf irgend eine bestimmte Grösse zu begrenzen.
Das Getriebe wurde vorstehend in seiner Anwendung auf mechanisch angetriebene Fabrzeuge be@:ehrieben; aber es wird darauf hingewiesen, dass hei einer andern Anwen dung selbstredend eines oder mehrere oder alle der Mittel zur automatischen Verände rung des Übersetzungsverhältnisses wegge lassen werden können, was sich aus der spe ziellen Anwendung ergibt.
Es können auch andere Mittel zur Er zeugung der Ellipsenbahnen d(,s Haupt- und Hilfskurbelzapfens als die vorstehend be- scllriebenen Verwendung finden.
In Fig. 1(1 ist iin senkrechten Schnitt eine Ausführungsform dieser Mittel gezeigt, wel che nach dem bekannten Prinzip arbeitet, ge mäss welchem ein zwischen Mittelpunkt und Umfang eines Rades, (las in einem Rad vom doppelten Durchmesser rollt, liegender Punld sich auf einer Ellipsenbahn bewegt.
In Fig. 1() sind 300 und 301 innenver- zahnte Räder. welch(- konzentrisch nebenein ander angeordnet sind. Wenn zunächst nur die obere Hälfte von Fig. 10 betrachtet wird, so sind zwei Planetenräder 303 und 303 vom halben Durchmesser der Räder 300 und :30l derart; im EingHff, dass 302 mit 300 und :3t13 mit 301 zusammenarbeitet.
Das Planeten rad 302 ist auf dem Zapfen 60.1 drehbar und das Planetenrad :303 ist auf einer zum Zapfen 304- konzentrischen Lauffl-,iclie des Rades 3113 gelagert. Der Zapfen 30.1 sitzt am Ende einer nicht gezeichneten Kurbel, deren Rotationsachse stets mit der Achse der Räder 300 und 301 zusammenfällt.
Die Kur- bet wird vom Motor aus über eine nicht ge zeigte Kupplung, welche eine Parallelver schiebung der durch sie verbundenen Wellen teile zulässt, angetrieben, so dass eine Verän derung der Exzentrizität zwischen dem Za pfen 304 und dem ihn antreibenden Wellen teil zwecks Veränderung des Über3et7,ungs- verhältnisses möglich ist.
Im Planetenrad 303 ist ein radialer Schlitz 305 vorgesehen, in welchem der Hauptkurbelzapfen 306 gleiten kann. Letz terer ist aus einem Stück mit einem Hohl zapfen 307, der exzentrisch zum Zapfen 306 ist und exzentrisch zur Achse des Planeten rades 302 in letzterem drehbar gelagert ist. Wenn nun das Planetenrad 303 gegenüber dem Planetenrad 302 verdreht wird, was durch eine Drehung des innenverzahnten Ra des 301 gegenüber dem innenverzahnten Rad 300 mittelst nicht gezeigter Hebel und Len ker erzeugt werden kann, so wird die Ex zentrizität; des Hauptkurbelzapfens 306 über dem Zapfen 304 verändert.
Wenn diese Verdrehung soweit erfolgt, da.ss die Ars des Hauptkurbelzapfens 306 mit der Ase des Zapfens 304 zusammenfällt, was durch Wahl der beiden Exzentrizitäten möglich ist, wo wird die Raumbahn des Hauptkurbelzapfens 306 ein Kreis sein; -für irgend eine andere Verdrehung ist sie eine Ellipse; die Summe der Längen der Ellipsern- achsen ist konstant, ihr Unterschied vergrö ssert sich, wenn die Exzentrizität zwischen den Zapfen 306 und 304 vergrössert wird.
Das innenverzahnte Rad- 301 ist im Ge triebegehäuse in ähnlicher Weise gelagert wie -der im ersten Ausführungsbeispiel be schriebene Rahmen des Mittels zur Erzeu gung der Ellipsenbahnen des Hauptkurbel zapfens, das heisst das Rad 301 kann um kleine Winkelbeträge um seinen eigenen Mit telpunkt und auch um einen Mittelpunkt der exzentrisch.zum Mittelpunkt der treibenden Welle liegt, gedreht werden, oder es kann auch eine geradlinige Bewegung in einer rechtwinklig zur Getriebea,xe verlaufenden Ebene ausführen.
Um! einem Hilfskurbelzapfen 310-. die gleiche Bewegung wie dem Hauptkürbelzap- fen <B>306</B> zu erteilen,- ist-ein zweites Paar von Planetenrädern 30'8 und 309,.
das in jeder Beziehung dem ersten Paar , gleich ist und ebenfalls mit den gleichen innenverzahnten Rädern 300 und 301 im Eingriff ist, vorge sehen, wobei beide Paare in genügendem axialen Abstand (wie in Fig. 10 gezeigt). voneinander angeordnet sind, um zu-gestat- ten, dass die Kränze.einander nicht berühren, und der gemeinsame Mittelpunkt -eines Paa res liegt diametral demjenigen des andern, Paares gegenüber.
Es- ist ebenfalls ein dem Hohlzapfen 307 entsprechender Hohlzapfen vorgesehen und es ist ohne weiteres ersicht lich, dass der Hilfskurbelzapfen ä10- die glei chen Bewegungen wie _ der. Hauptkurbelzap- fen ausführt.
Bei einer abgeänderten Ausführungsform eines Getriebes, bei welchem zweiteilige-Len-@ ker verwendet werden, kann ,jeder der beiden vorbeschriebenen Ellipsenerzeuger verwendet werden, aber so abgeändert, dass die ellipti sche Bewegung dem Gelenkzapfen an der Verbindungsstelle des zweiteiligen Lenkers erteilt wird, wobei der Hauptkurbelzapfen dieser Getriebeart immer einen Kreis be schreibt, wie im schweizerischen Patent- Nr. 89111 beschrieben.
Ein Beispiel einer der artigen Ausfühiungsform ist schematisch@in- Fig. 11 und 12 dargestellt, wobei 260 eine Kurbel mit zwei Kurbelzapfen darstellt, de- - ren Nabe 261 fest- mit der (nicht gezeigten) treibenden Welle, deren Lage im Getriebe nicht verstellt werden kann, verbunden ist: Lenker 2,62, und 263 sind bei 264 bezw: 265 drehbar an den beiden Endender Doppelkur= .
bel 260 und tragen Rollen 266 lind =267; welche mit innern und äussern Teile von L91- - lipsenbahnen darstellenden Nockenflächen 268 zusammenwirken.
- @-- ' Die andern Enden diesdr -Lenker 'sind'- mit den Lenkern 2i1 und- 272 mittelst Ge lenkzapfen -269 bezw. 270 gelenkig v4rbüU-= - den, welch letztere. den 32 des ersten Ausführungsbeispiels entspre= chen,
während die Lenker 271 und 272''mit@\ veränderlicher Geschwindigkeit drehende Büchsen; entsprechend den Büchsen 47, 48 des ersten Ausführungsbeispiels, antreiben.
Die Nockenbahnen sind in der Scheibe 273 gebildet, die drehverstellbar auf dem Rahmes 274 gelagert ist, wobei -eine Dre hung der Scheibe die Lage der Axen der El lipse zur Horizontalen zu verändern ge- stattet.
Nicht gezeigte Mittel sind ferner vorge sehen, durch welche die Exzentrizität des Mittelpunktes der elliptischen Bewegung verändert werden kann, das heisst indem man den Rahmen derartig an einem Dreh punkt lagert, dass er Schwingbewegungen ausführen kann.
Der Hilfskurbelzapfen 270 kann mit einer Rolle versehen sein, welche sich längs der gleichen elliptischen Kurvenfläche bewegt und auf die gleiche Weise wie der Haupt kurbelzapfen 269 angetrieben sein.
Ferner können bei einer abgeänderten Ausführungsform die Klinken 52 des ersten Ausführungsbeispiels mit Reibungsflächen versehen sein, die entweder eben sind oder V-artig ausgebildet, und die Scheiben 47 und 48 können eben oder mit /-artigen Nu ten versehen sein. In den Fig. 13=20 ist ein weiteres ab geändertes Ausführungsbeispiel eines Getrie bes gezeigt, bei welchem geringe Geschwin digkeitsabweichungen von der im wesent- iichen gleichförmigen Drehbewegung der ge triebenen Welle bei verschiedenen Über-, setzungsverhältnissen zugelassen werden.
Bei diesem Ausführungsbeispiel sind Mit tel zur Erzeugung von Ellipsenbalinen vor gesehen, aber die Aehsenverhältnisse der<B>EI-</B> lipse werden nicht bei jeder Änderung des Übersetzungsverhältnisses verändert, son dern bleiben bei allen Übersetzungsverhält nissen, welche wesentlich grösser sind als 1 : 1. konstant. Das Getriebe weist alle Be- standfeile des Getriebes nach den Fig. 1d bis 9 auf, mit Ausnahme der selbsttätigen Kraft regelung, welche Jedoch auch eingebaut wer den kann.
Die Abänderungen der einzelnen Bestand teile gegenüber dem Ausführungsbeispiel nach den Fig. 1d-9 sind die folgenden: Die Kupplung (Fig. 13 und 14), welche die treibende Welle 200' mit dem Zwischen wellenstück 212 verbindet, und die Bewe gungsverbindung bei Verstellungen der letz teren gegenüber der Welle 200 aufrecht er hält; weist einen doppelarmigen Hebel 202, auf der Welle 200' befestigt, und einen dop- pelarmigen Hebel 204, der auf dem Wellen- stüek 212 befestigt ist, auf.
Das kreisring förmige Zwischenst:iiek 201 der Kupplung ist durch Lenker 200 mit den Enden des He bels 20? und durch Lenker 203 mit den En den des Hebels 204 gelenkig verbunden. Die Verbindungslinie der Drehpunkte der Len ker 200 am Zwischenst.üch 201 steht senk recht auf der Verbindungslinie der Dreh punkte der Lenker 203 am Zwischenstück und diese beiden Verbindungslinien entspre chen den auf einander senkrechten Füh rungsschlitzen des Mittelstiiclz-c s einer gewöhn lichen Oldhani-Kupplung,
welches die be kannte scheuernde Bewegung ausführt. Vor liegende Ausführung bringt gegenüber der Oldhani-Kuplung den Vorzug, dass an Stelle der gleitenden Reibung in den Führungen der letzteren die kleinere rollende Zapfenrei bung auftritt.
Die Mittel zur Erzeugung von Ellipsen bahnen für die Kurbelzapfen unterscheiden sich von denjenigen des ersten Ausführungs beispiels nach den Fig. 1d-9 zunächst da durch, dass die bei ,jenem Ausführungsbei spiel vorhandenen, rechtwinklig zueinander stehenden Zapfen 9 und 10 mit ihrem Gleit- hülsen durch Drehzapfen 20;i und Lenker 206 ersetzt. sind.
Dem früheren trommelarti gen Rahmen 5, in welchem die Zapfen 9 und 10 vorgesehen waren, entspricht ein trom melartiger Rahmen 2117, welcher Augen zur r'@u fnahme cler Zapfen 20<B>)</B> aufweist. Die Trommel 207 ist mit ihren Ringflanschen ?07' und 207" in entspreelien)len Ringflä chen einer die Trommel 201 umgebenden äussern Trommel 220 drehverstellbar gela- gort. Letztere ist: im Getriebegehäuse 350 getragen.
Auf der mit dem Hebel 2'04 der Kupp lung verbundenen Zwischenwelle 212 sind Bund 208' und 210' vorgesehen, auf welchen Kugellager sitzen, mit deren äussern Lauf flächen Bügel 208 bezw. 210 verblinden sind. Diese Bügel sind durch gemeinsame Imker 206, welche, wie in Fig. 13 gezeigt, gega belt sind, mit Zapfen 205 und somit mit der Trommel 207 verbunden.
Der Teil 213 der Zwischenwelle 212 zwi schen den Bunden 208' und 210' ist im Quer schnitt rechteckig und exzentrisch zur Achse der Zwischenwelle 212 angeordnet. Auf dem rechteckigen Teil 213 ist eine mit entspre chendem Schlitz versehene Scheibe 211 ver schiebbar, die als Exzenter bezeichnet wer den kann. Ein Bügel 209, der unter Vermitt lung eines Kugellagers auf der Scheibe 211 sitzt, ist mittelst weiterer Lenker 206 (Fig. 15) mit Zapfen 205 und dadurch mit der Trommel 207 verbunden. Je zwei Zapfen 205 stehen einander in der Trommel 207 diame tral gegenüber und die beiden Diameter ste hen senkrecht aufeinander.
Durch die Trom mel 20'l, Zapfen 205 und Lenker 206 und Bügel 208, 210 und; 209 wird das gleiche er reicht, wie durch. Trommel 5., Zapfen 9 und 10 und deren Gleithülsen, Rahmen und Ex zenter im ersten Ausführungsbeispiel, näm lich die Erzwingung einer Parallelverschie- bungsbewegung der betreffenden Zwischen welle 3 bezw. 212, und zwar hängt die Grösse der Parallelverschiebung von der Ex zentrizität des Exzenters 211 zur Achse der Zwischenwelle 212 ab.
Auf letzterer ist in einem Kurbelarm 216' der Hauptkurbelzap- fen 216 fest, welcher infolge der gleichzeiti gen Dreh- und Parallelverschi.ebungsbewe- gung der Zwischenwelle 212 sich auf einer elliptischen Bahn bewegt. Ist die- Exzentri zität von 211 gleich null., so bewegt sich der Hauptkurbelzapfen 216 auf einer kreisför migen Bahn.
Die Exzentrizität dos-exzenters 211 wird nun nicht für jedes Übersetzungsverhältnis, für welches das Getriebe eingestellt werden soll, verändert, wie beim ersten Ausführungs beispiel, sondern es findet für alle Über- setzungsverhältnisse, welche wesentlich grö sser als 1 :
1 sind, nur eine, einzige Änderung statt, welche einen Mittelwert zwischen den jenigen Ellipsenbahnen des Hauptkurbelzo-Lp.: fens, die zur Erzeugung der gleichförmigen Drehbewegung über einen gewissen Bereieh, wie einleitend dargelegt wurde, nötig sind, darstellt.
Die Mittel zur Änderung cler Exzentri zität des Exzenters 211 sind folgende: In zwei einander gegentiberliegenden Sei ten des rechteckigen Teils 27.3 sind Schlitze 214 parallel zueinander und unter einem Winkel zur Achse vorgesehen. In diesen Schlitzen sind am Exzenter 211 befestigte Gleitstücke. 215 verschiebbar (Fig. 13 und 1.5), so cla.ss .eine Verschiebung des Exzenters 211 in axialer Richtung eine Änderung der Exzentrizität verursacht.
Zur Erzeugung dieser axialen Verschiebung sind an den die Zapfen 205 umschliessenden Naben der Lenker 206, welche am Bügel 209 des Exzenters 211 angreifen, Gleitstücke <B>330</B> mit kurzen Zap fen 217 (Fig. 17) vorgesehen. Die Gleit stücke .330 greifen in :Schlitze 218 (Fig. 1.6)@ in der Wandung der Trommel 207 und die Zapfen 217 treten in Schlitze 219 in der Üu- ssern Trommel 220 :ein.
Die -Schlitze 21ö ,sind parallel zur .Achse, während-die Schlitze 21:9 zuerst unter<B>90'</B> zur Achse geneigt sind und gegen ihr Ende zu unter einem kleineren Winkel (Fig. 16). Wenn. nun bei .der Ände- rung des Übersetzungsverhältnisses die Trom mel 207 relativ zur Trommel 220 gedreht wird, so bewirkt der entlang dem Schlitz 219 gleitende Zapfen .217 eine Verschiebung .des Lenkers 206 längs dem Zapfen 205 (Fig. 16), bei welcher Verschiebung der Exzenter 211 mitgenommen wird.
Diese axiale Verschie bung des Exzenters hat infolge der schrägen Schlitze 214 eine Verstellung -des Exzenters 211 gegenüber dem Teil 213-und somit eine Veränderung seiner-Exzentrizität zur Folge. Die Mittel zur Erzeugung -tler - relativen Bewegung der Trommeln 207 und 220 zu- einander zwecks Veränderung der Exzentri- zität. des Exzenters 211 sind nicht näher dar gestellt.
Die Neigung der beiden Ellipsenachsen zur Horizontalen kann durch Verdrehen der Trommel 207 durch einen am Auge 331 (Fig. 13) angreifenden Lenker 325 verän- fiert werden.
Der Lenker 325 hat zweclim@i- ssig seinen andern Drehpunkt im festen Ge häuse 350; bei einer Änderung des Über- setzungsverhältnisses, die ebenso wieg beim ersten Ausführungsbeispiel durch Ändern der Exzentrizität der treibenden Welle ge genüber der Zwischenwelle erfolgt, und zwar im ersten Beispiel durch Verdrehen der Trommel 6 und im zweiten Ausführungsbei- spiel der Trommel 220,
ergibt sich die nötige Verdrehung der Trommel 207 zur Verände rung der Neigung der Ellipsenachsen auto matisch. Es kann eine jedem Übersetzungs- verhältnis angepasste Verdrehung der Trom mel 207 durch richtige Wahl der Länge des Lenkers und der Lage seines ersten Dreh punktes erhalten werden, die Lage des Dreh punktes und die Länge des Lenkers können alter auch einstellbar sein.
Die Verstellung der Trommel 220 zwecks Änderung des Übersetzungsverhältnisses O'eschieht von Hand. Ein nicht gezeigtes Kettenrad, das auf der Spindel 400 der Schnecke 401 (Fig. 14) befestigt ist, und mittelst einer nicht gezeigten Kette, die mit einem zweiten Kettenrad zusammenarbeitet, und ein Handrad, das vom Führer gedreht: werden kann, oder andere Mittel können zur Erzeugung der Drehbewegung der Trommel 220 vorgesehen sein.
Auch bei diesem Ausführungsbeispiel ist ausser dem Hauptkurbelzapfen <B>216</B> ein wei terer Kurbelzapfen 221 vorgesehen, welch letzterer die gleichen Bewegungen wie der Zapfen 216 ausführt. Die Art ttncl Weise wie die Bewegung des Hauptkurbelzapfens 216 auf den Kurbelzapfen 221 übertragen wird, unterscheidet sich im Prinzip nicht von der beim ersten Ausführungsbeispiel beschriebe nen, jedoch sind andere Mertra.gungsmittel gewählt.
Wie in den Fig. 1.3 und 18 gezeigt, ist der Kurbelzapfen 221 mit dem Haupt kurbelzapfen 216 mittelst Lenker 222 und 223, dem doppelarmigen Hebel 221' und der Trommel 225' gekuppelt. Die Bewegungs möglichkeiten dieser l;'bertragungsmittel sind derart: gewählt, dass eine Änderung der Ex zentrizität zwischen, treibender und getrie bener Welle möglich ist, ohne dass die Kur belzapfen 216 bezw. 221 mit Gleitsteinen in Kurbelarmen gelagert sind, wie beim ersten Ausführungsbeispiel.
Von dem Hauptkurbelzapfen 216 aus wird die Bewegung vermittelst eines: Len kers 250' (Fig. 18<B>)</B> auf einen Zapfen 250 übertragen, der in einem Auge einer schalen förmigen Erweiterung 351 der Büchse 224 sitzt, während der Kurbelzapfen 221 seine Bewegung vermittelst Lenker 251', Zapfen 251, Kurbel 251" und Welle 246' auf die Büchse 225 überträgt.
Die Büchsen 224 und 225 entsprechen den Büchsen 47 und 48 des ersten Ausführungsbeispiels und werden von den Zapfen 216 und 221 mit während jeder Umdrehung variierender Winkelgeschwindig keit angetrieben, wobei die Änderungen in den Winkelgeschwindigkeiten bei beiden Biiclrsen zueinander phasenverschoben, 4inc1, da die beiden Zapfen 216 und 221 einen Kur belwinkel miteinander einschliessen, der beim Übersetzungsverhältnis 1 : 1 180 beträgt.
Wie beim früheren Ausführungsbeispiel sind die Büchsen 221 und 225 ineinander drehverstellbar angeordnet, aber der Durch messer jeder Büchse ist gegenüber dein frii- heren Ausführungsbeispiel beträchtlich: ver grössert und die Büchsen sind so ausgebohrt, da.ss, wenn sie zusammengesteckt sind, sie eine hohle Trommel bilden, deren überlap pende Teile ineinander drehbar sind.
Am 'Umfang jeder Büchse sind sternförmig 7%-"e;- Reihen radialer hohler Zylinder 226,<B>2227</B> v orgesehen, deren Bohrung, wie in Fit. 13 gezeigt, mit dem Innern der Trommel in Verbindung steht Ein 1Aolrlkolben \228 um gibtjeden Zylinder und ist auf ihm .in radia ler Richtung gleitbar: -die Hohlkolben .sind an ihrem äussern Ende geschlossen;
auf den selben sind Zähne<B>229</B> vorgesehen. Auf der limeii.lläche des überlappenden Troninielteils der Büchse 225 ist ein Schrau- ben-ewinde \36U von grosser Steigung vorge- @ehen und auf der Aussenfläche der Nabe der Büchse 224 sind Rippen 231 parallel zur Axe vorhanden.
Im Eingriff mit den Rippen der Büchsennabe und mit dem Schrauben gewinde der Trommelfläche ist ein Kolben 232, der entsprechendes Schraubengewinde und Nuten trägt. Im Kolben 232 sind zwei Sätze von federbelasteten Ventilen 233, 234 vorgesehen, welche beide eine Verbindung zwischen den gegenüberliegenden Kolbenflä chen gestatten; der eine Ventilsatz ermög licht diese Verbindung in der einen Rich tung und der andere Ventilsatz in der an dern Richtung.
Eine hohle Trommel 235 umgibt die Büchsen 224, 225 und schliesst .dieselben völ lig sein; die Trommel ist in Kugellagern drehbar und dient selbst zur Lagerung der Büchsen 224, 225 und der getriebenen Welle 246' des Getriebes, auf welcher die Trommel 235 festgekeilt ist. Letztere besitzt auf ih rer Innenfläche in zwei Ebenen, deren jede mit der Ebene, welche die beiden Reihen der radialen Zylinder der Büchsen enthält, zu sammenfällt, Innenverzahnung 237 mit Zäh nen in V-Form, welche derjenigen der Zähne auf den Hohlkolben entspricht. Eines oder mehrere Sicherheitsventile sind vorgesehen, beispielsweise im Innern von einem oder mehreren der Hohlkolben (zum Beispiel bei 238, Fig. 13).
Der gesamte Innenraum der Büchsen ist mit 01 gefüllt, und durch eine ständig lau fende Pumpe ständig gefüllt und unter Druck gehalten.
Die Pumpe weist einen Kolben 239 au=, der durch einen Exzenter 241 auf der Welle 236 (Fix. 13 und 20) im Zylinder 240 hin- und herbewegt wird.
Ein gelenkiger Sitz 242 ist mit einer Off- nun- 243 vorgesehen, durch welche Öl in den Zylinder 240 durch die Öffnung 244 ein tritt. Ein Rückschlagventil ist bei 245 ange ordnet und Bohrungen 246 sind vorgesehen, durch welche Öl unter einem Druck gepresst wird, der von der Spannung der Feder 247 abhängt. Leckverluste werden in üblicher Weise hintangehalten und das 01 wird auch für Druckschmierung verwendet.
Die Wirkungsweise des beschriebenen Getriebes ist die folgende: Infolge der aus der 1'hasenverscliiebung der Drehbewegungen entstehenden li,elativ- bewegung zwischen den beiden .Büchsen 224 und 22a, deren jede auf einem Teil einer Umdrehung schneller läuft als auf dem an dern, wird der Kolben 232 gezwungen, in axialer Richtung sich hin- und herzubewe gen,
wobei der Beginn des Hubes mit dem -beginn der beschleunigten Drehung der eineu Büchse zusammenfällt. Da das Innere der Büchsen abgeschlossen ist, so kann kein 01 entweichen und daher entsteht Druck auf ei ner Kolbenseite und Saugwirkung auf der anderen.
Die Gängigkeit des Schraubenge windes 230, mit welchem das auf dem Kol ben 232 vorgesehene Gewinde im Eingriff ist, ist so vorgesehen, dass der Druck die Zähne einer Anzahl der Kolben in Eingriff mit der Trommelverzahnung bringt und die Saugwirkung die Zähne der andern Kolben ausser Eingriff bringt. Die Höhe des erzeug ten Druckes wird durch die Belastung der Kolbenventile 233 und 234 bestimmt und ist derart, dass der Druck genügt, um die Klinken unter voller Belastung im Eingriff zu halten.
Wenn dieser Druck überschritten wird, so öffnet sich das Ventil 233 oder 234 und das Drucköl tritt durch den Kolben 232 auf dessen Saugseite.
Wenn das Getriebe mit dem Über setzungsverhältnis 1 :1 arbeitet, so ist die Anordnung derart, dass die Verzahnungen beider Kolbensätze mit den entsprechenden innenverzahnten Teilen der Trommel 235 zusammenarbeiten, indem die in den Büchsen 224, 225 eingeschlossene Ölmenge vermehrt wird. Dies erfolgt dadurch, dass eine Öff nung 248 (Fix. 13) vorgesehen ist, welche sich mit der Ölleitung 249 dann deckt, wenn die Zapfen .250 und 251 (Fix. 18) um 180 voneinander stehen, eine Bedingung, welche nur beim Übersetzungsverhältnis 1 : 1 ein tritt.
Unter diesen Bedingungen liefert die Pumpe<B>01</B> durch ?49 und<B>250</B> und treibt beide Sätze von Kolben nach auswärts.
Bei, einer folgenden V eränderung des 1\ber:setzungsverhältnisses wird die Offnun-, Z-1-8 aus der Stellung, in welcher sie sich mit. der Leitung 249 deckt, gebracht, und der C berdruck wird durch das Sicherheitsventil <B>238</B> abgelassen, sobald der Kolben 22322 seine axiale Bewegung beginnt.
Wie aus Fig. 13 ersichtlich, ist für den Rückwärtsgang des Getriebes, in iihnliclier Weise wie beim Ausführungsbeispiel nach den Fig, 1(a-9, ein Wendegetriebe vorge sehen, das aber nicht näher beschrieben wer den soll.
Change gear. The present invention relates to a change gear similar to that which forms the subject of Swiss patent specification No. 89111, and in which the rotary motion of a driving shaft is transmitted to a member which, during part of its movement with power transmission, organs for the driven shaft is coupled.
Since it is necessary for structural reasons to keep the handlebars of the link constituting the handlebar or lever assembly short in relation to the associated levers, the translation ratio changes as a result of the constantly changing inclination of the handlebars during the intervening fes of the pawls continually, i.e. no constant angular speed of the driven shaft is generated with this gear, there are fluctuations in the drive, which give rise to excessive shock loads in the gear. These relationships are explained below using a schematic figure.
In the transmission according to the present invention these disadvantages are eliminated, namely means are provided by which the movement of the member is influenced in such a way that the power transmission organs cause an at least approximately uniform rotational movement of the latter during their operative connection with the driven shaft. This movement influencing is expediently effected in that the link, which is designed as a crank pin, is forced by the means to move on an elliptical and, in the special case of the transmission ratio 1: 1, circular path.
Embodiments of the subject invention are shown in the accompanying drawings, in which Fig. 1a, 1b and 1c show schematic representations and Fig. 1d is a vertical longitudinal section through an embodiment of a gearbox according to the present invention, through which in wesent union uniform rotational movement at all Settings of the gear ratios is generated within the range of the transmission;
Fig. 2 is a vertical cross section of the same taken along line R-R in Fig. 1d; Fig. 3 is a vertical cross-section on line V-V in Fig. 1d;
Fig. 4 is a vertical cross section taken along line Z-Z in Fig. 1d; Fig. 5 is a vertical cross section taken along line X-X in Fig. 1d; Fig. 6 is a vertical cross section taken along line s-s in Fig. 1d; Fig. 7 is a vertical:
Cross section along line Y-Y in Fig. 1d; Fig. 8 is a vertical cross section taken along line 1-V <I> -IV </I> in Fig. 1d; Fig. 9 is a vertical cross section taken along line Q-Q in Fig. 1d; Fig. 10 is a vertical cross section of a modified embodiment of a duplicator mechanism;
11 is an end view of a modified embodiment of the ellipse generating mechanism; FIG. 12 is a side view of FIG. 11; FIG. 13 is a vertical longitudinal section through a modified exemplary embodiment, in which deviations from the approximately uniform rotational movement of the driven shaft are permitted for the various transmission ratios will; Fig. 14 is a vertical cross section taken along line A = A in Fig. 13;
Fig. 15 is a vertical cross section taken along line B-B in Fig. 13; Figures 16 and 17 show details in section; Fig. 18 is a vertical cross section taken along line C-C in Fig. 13; Fig. 19 is a vertical cross section taken along line D-D in Fig. 13; FIG. 20 is a vertical cross section taken along line E-E in FIG. 13.
In Fib. 1a, which schematically shows the motion ratios of the alternating gearbox assumed to be known in the introduction, I is a handlebar that rotates at a constant angular speed around a pivot point IV. Another link II rotates around a pivot point V, the pivot points IV and V being eccentric to one another. The free ends of the links I and III are articulated to one another by means of a link II.
If the handlebars I with. constant angular speed rotates in the direction of the arrow given, it pulls the Len ker III by means of the handlebar II with it, but where the angular speed of the handlebar III from that of the steering I is different. If you see the handlebar I has rotated from the assumed upward zero position by a, the Len ker III has rotated by a, ';
and the positions o, Y o, ö o of the handlebar I correspond to the positions ss 1, "d, of the handlebar III.
It can be seen from the drawing that during the first half turn of the handlebar I, the handlebar III executes much less than half a turn and during the second half turn of the handlebar I much more than half a turn. -Only in the case in which the two pivot points IV and V coincide, the two angle of rotation speeds are the same.
It is clear that the extent to which the angular velocities differ depends on the eccentricity of the two centers IV and V, furthermore that when the handlebar I passes the zero position and when it is in the 180 position happens, the angular speed of the handlebar I is roughly the same as that of the handlebar III. If the handlebar is in the position <B> 90 ', </B> then the angular speed of the handlebar III is a minimum, at 270 a maximum.
From the above it can be seen that such a device is used. can be used to reduce or increase the speed of a power transmission between a driving shaft of a motor and a driven shaft of a machine zii. The handlebar I must be coupled to the driving shaft of the motor and the handlebar III must be designed in such a way that it is coupled to the driven shaft of the machine when the handlebar I is pointing upwards and is uncoupled,
if this is directed downwards; or vice versa, depending on whether the speed is to be reduced or increased.
With a single mechanism of the type described, the drive can only be maintained during half a turn of the handlebar I and for a con. continuous movement, the mechanism must be doubled, with the two links I of the two mechanisms being diametrically opposite one another. Mechanisms of this kind are described in Swiss patent no. 89111, for example.
Such change gears have not yet been satisfactory in practice, - since the angular speed of the handlebar III was not constant during the period of the drive, this non-constant being with increasing distance from the Drehzen tren IV and V grows. When Wechselge gear according to the present invention, this angular movement of the handlebar III is now min. at least approximately constant.
Mä.ssigerweise means are provided which, if a translation is to take place, force the hinge point 0 of the links I and II to move on an ellipse instead of a circle.
In Fig. 1b a schematic presen- tation of such a device is shown in which the point 0 moves on an ellipse by the center of rotation IV executes a small reciprocating movement in the direction of the major axis of the ellipse, as in the drawing is indicated by points VI and VII. As a result of the change in the distance between points IV and V that takes place during this movement, the angular speed of the is during the period of the drive for Ge speed reduction, i.e. in the position of the handlebar I between 0 and <B> 180 ' Handlebar I - constant.
It should now be attached (l of the schematic drawing Fig. 1e, which shows only a diagram of the parts serving for the transmission of motion of the transmission shown in longitudinal section in Fig. 1d Darge presented, and the analogy with the relationships shown in Fig. 1h be detected.
The driving shaft 2 of the motor, rotating at constant speed, is connected to the intermediate shaft 3 by a coupling (for example an Oldham coupling) which allows the shaft 3 to be shifted in parallel during rotation. In Fig. - 1c, the intermediate coupling member is shown schematically as a ring and the movement possibilities are given by arrows.
According to FIG. 1d, a bushing 12 is wedged onto the intermediate shaft 3. Furthermore, a drum 4 is provided, in-Fig. 1e shown as a frame which is arranged concentrically to the bushing 12 by being screwed to a disc 4 'loosely mounted on the shaft 3.
The drum 4 has four bushes 4 ″, the axes of which are paral lel to each other; the bushes encompass pins 9 of a drum-like frame 5, and the drum 4 can move back and forth in the direction of the pins, whereby the shaft 3 in addition to its rotational movement nm its Furthermore, further pins 10, the axes of which are perpendicular to the axes of the pins 9, are provided on the frame 5. Bushings 8 'of an eccentric bracket 8 which surrounds the eccentric 11 engage around the pins.
The eccentric bracket 8 can be adjusted in a straight line in the direction of the axes of the pins 10. Pes eccentric 11 has radially inwardly directed pin 11 ', which enter slots in the sleeve 12 and a Drehverbin connection between the sleeve 12 and eccentric 11 represent.
In Fig. 1e, the sleeve 12 for the sake of simplicity is assumed to coincide with the shaft 3. The eccentric 11 can be viewed as firmly connected to the gelle 3 for each set transmission ratio and is rotatably mounted in the eccentric bracket 8 that moves back and forth.
On the sleeve 12, a crank arm 16 is fixed, which the member for transferring exercise. the driving shaft in the form of a crank pin 31 carries, which thus takes part in the rotary and parallel displacement of the sleeve 12 and shaft 3.
The eccentric 11 tries to produce two movements at right angles to one another when it is turned.
One of the movements, that is to say that in the direction of the pin axes 9, is used to move the shaft 3 back and forth. The other movement in the direction of the pin 10 has an effect on this movement of the shaft 3 and sleeve 12.
The guidance of the eccentric, caused by the pin 10, has the consequence that the shaft Ö must move back and forth.
Thanks to this movement of the intermediate shaft 3 respectively. Sleeve 12 describes the cure belzapfen 31 an ellipse whose center coincides with the lEttellage of the axis of the shaft 3.
The radial distance between the shaft axis in its central position and the crank pin 31 is the small semi-axis of the ellipse and the eccentricity of the eccentric 11 represents the difference between the ellipse half-axes.
From the crank pin 31 the movement is transmitted by means of one! Eccentric bracket 64 and eccentric 49 on a bush 47 and from the latter by means of a ratchet mechanism 52 on a disk 59 fixed on the driven shaft 57.
The Ex zenterbügel 6.1 can be considered as a link (6.1a in Fig. 1c), which is moved by the crank pin 31 and the eccentric 49 adopted as a lever (49a in Fig. 1e). The eccentric bracket 64 corresponds to the handlebar II,
the eccentric 49 the handlebar III and the Biiclise 47 respectively. the driven shaft 57 concentric to it corresponds to the point of rotation V of FIG. 1h, while the sleeve 12 corresponds to the point of rotation IV, the crank arm 1.6 to the link I and the crank pin to the pivot point 0.
As mentioned in the description of Fig. 111, the elliptical orbit of the course
EMI0004.0092
belzapfens <SEP> 31, <SEP> elass <SEP> the <SEP> speed <SEP> the
<tb> sleeve <SEP> 47 <SEP> while <SEP> rines <SEP> proportionally
<tb> <.reringen <SEP> @relil;
inl @ ül ,, <SEP> during <SEP> welclicin <SEP> the
<tb> Intervention <SEP> of the <SEP> Iilinhünniüch @ inism <SEP> to <SEP> takes place <SEP>, <SEP> is constant <SEP>. <SEP> The <SEP> the <SEP> intervention <SEP> the
<tb> pawls <SEP> causing <SEP> curling <SEP> the
<tb> Rings <SEP> 68, <SEP> 69, <SEP> 7 (I <SEP> and <SEP> 71, <SEP> which <SEP> nacl @, tübünd
<tb> are described <SEP> in <SEP> detail <SEP>, <SEP> are <SEP> in <SEP> Fi <U> g </U>.
<tb> Ic <SEP> schematically <SEP> duvcli <SEP> a <SEP> circular path <SEP> with.
<tb> after <SEP> inside <SEP> before:
, pringrnde @ r <SEP> @ Tockenflärhe <SEP> to "(-, indicates. <SEP> The <SEP> in <SEP> Fig, <SEP> 1 <B> f- '</B> <SEP> labeled <SEP> turn winlicl, <SEP> during <SEP> which <SEP> the <SEP> handle engagement <SEP> takes place, <SEP> is <SEP> one clit @ # 1 <SEP> one <SEP> @gunzen
<tb> rotation <SEP> of the <SEP> Büclisc # <SEP> 47 <SEP> and <SEP> therefore <SEP> the
<tb> Wave <SEP> 57. <SEP> Since <SEP> during <SEP> düe <SEP> latch engagement
<tb> the <SEP> wave <SEP> 3 <SEP> resp. <SEP> eli-r <SEP> Kiirl> clzapfen <SEP> 31 <SEP> one
<tb> half <SEP> LTmclrehun- <SEP> does, <SEP> so <SEP> is <SEP> the <SEP> additional ratio (l, <SEP> a <SEP>; <SEP> 0.1. \ _'a <SEP> - <SEP> 4 <SEP>: <SEP> 1.
<tb>
In <SEP> the <SEP> schematic <SEP> Fig. <SEP> 1e, <SEP> based on
<tb> which <SEP> above <SEP> the <SEP> for the <SEP> understanding <SEP> the
<tb> Invention <SEP> necessary <SEP> mode of operation <SEP> of the <SEP> gear <SEP> was discussed <SEP>, <SEP> are <SEP> all <SEP> parts, <SEP> which ones
<tb> zti <SEP> this <SEP> Erürierun, <SEP> not;
<SEP> required <SEP> are, <SEP> omitted. <SEP> So <SEP> are <SEP> too. <SEP> all <SEP> mechanisms <SEP> for
<tb> Change <SEP> of the <SEP> LTbürsctzu.ngsverb <SEP> ültnis,
<tb> which <SEP> for <SEP> the <SEP> actual <SEP> @ üwcgung_: transmission <SEP> nvischen <SEP> driving <SEP> and <SEP> driven
<tb> Wave <SEP> '<SEP> not <SEP> required <SEP> are, <SEP> omitted
<tb> and <SEP> are now <SEP> after <SEP>, following <SEP> based on <SEP> the
<tb> Fig. <SEP> 1d - 9 <SEP> for <SEP> the <SEP> first <SEP> example <SEP> explained.
<tb>
Although <SEP> <B> Im- <SEP> 's </B> <SEP> for <SEP> the <SEP> only <SEP> only <SEP>: @ nclerziii- <SEP> die <SEP> @x ? entrigkeit <SEP> des
<tb> between <SEP> 7, wi, clienwelle <SEP> 3 <SEP> and <SEP> driving
<tb> wave <SEP> 2 <SEP> resp. <SEP> wave <SEP> 5 <SEP> 7 <SEP> is decisive <SEP>, <SEP> so
<tb> is <SEP> for <SEP>] support <SEP> of a <SEP> uniform
<tb> Movement transfer <SEP> also <SEP> the <SEP> position <SEP> and
<tb> Form <SEP> the <SEP> Elli-Pse <SEP> from, <SEP> matter.
<tb>
ITm <SEP> the <SEP> eccentricity <SEP> of the <SEP> Welb, <SEP> 3 <SEP> against <SEP> of the <SEP> -N \ part <SEP> \? Change <SEP> zii <SEP>, <SEP> is. <SEP> the <SEP> frame <SEP> 5 <SEP> mounted in <SEP> a <SEP> drum <SEP> 6 <SEP> rotatable <SEP>,
<tb> which <SEP> is provided with <SEP> flanges <SEP> 6 '<SEP> <SEP>, <SEP> flows <SEP> ei centric <SEP> to <SEP> Tron) niel <SEP> arranged- <SEP> are <SEP> and
<tb> on <SEP> sliding surfaces <SEP> 63 '<SEP> <I> düs </I> <SEP> Gctriübe @, chäu-; es <SEP> 63
<tb> (refers to <SEP> are. <SEP> In <SEP> Fim. <SEP> 1., 1 <SEP>, <SEP> is the <SEP> upper <SEP> half
<tb> düs <SEP> '<SEP> 63 <SEP> as @ # leave. <SEP> The <SEP> Ex7entri teli; lusea
<tb> C <SEP>. <SEP> ...
<tb>
city <SEP> of the <SEP> drum <SEP> 1; <SEP> against <SEP> the <SEP> housing can: be adjusted by turning the drum and for this purpose a worm 7 is provided which cooperates with teeth provided on one of the flanges 6 'of the drum 6 (Fig. 1d and 4 ).
Furthermore, the sleeve 12 is loosely reversed and in the drum 4 rotatably Gela Gertes drum-like member 15 is provided which has two cam surfaces 15 'which cooperate with inwardly extending pins 14 and 13 of the eccentric 11 and the eccentricity of the eccentric 11 be be right. The pins 11 'of the eccentric 11 also pass through slots in the link 15.
When the drum 6 is rotated, the eccentricity of the eccentric 11 is adjusted at the same time, for which purpose a planetary gear is provided.
This planetary gear has a sun wheel 17 which is fixed on the shaft 3, and planet gears 18 undi 19, which are in NEN with your, sun gear and outside with a provided on the sleeve-shaped part of the drum 4 internal teeth in a handle.
The spindles, which carry the planet gears 18 and 19, are mounted in a housing 18 'loose on the shaft 3 and carry two further planet gears 20 and 21. The latter are inside with one on the sleeve 22,' which on the shaft 3, loosely seated, provided external teeth and on the outside with the internally toothed ring 23 in engagement. The sleeve 22 is keyed on the drum-like member 15 and the ring 23 is also provided with external teeth which are in engagement with the rack 24 mounted in the drum 4 (FIG. 4).
The latter carries a guide 25 in which a sliding block 27 is guided, which is attached to a pin 26 provided in the fixed part of the gear housing (FIG. 4). The side surfaces of the guide are parallel to the pins 9, therefore the reciprocating movement of the drum 4 in the direction of the pins 9 does not cause any rotation of the ring 23. However, the adjustment of the frame 5 during the gear change by rotation of the worm 7 causes that the rack moves in its guide in the drum 4, whereby a partial rotation of the sleeve 22 is obtained.
Since the drum-like member 15 rotates through and its cam surfaces 15 'change the stroke of the eccentric 11.
In addition to the adjustment movement already described in a plane perpendicular to the gear axis as a result of the rotation of the drum 6, the drum-like frame 5 can perform a rotary movement about its own axis in the same plane in order to adjust the inclination of the elliptical axes relative to the horizontal.
This movement is generated by means of a roller 32 '(Fig. 4), which is mounted in the gear housing and interacts with a correspondingly formed slot 33' which is arranged in the frame 5 in such a way that the exact Inclination of the frame is obtained at the same time. '.
The crank 16 has a radially arranged guide bush 29 in which a sliding block 30 which carries the main crank pin 31 is located; on the other hand, the main crank pin 31 is fixed in the eccentric bracket 64 cooperating with the eccentric 49.
The position of the axis of rotation of the eccentric 49 is not changed when the eccentricity of the shaft 3 relative to the shaft 2 changes, so the sliding block 30 must be provided in the guide bush 29 in order to change the eccentricity of the shaft 3 relative to the shaft 2 can. A change in the transmission ratio also requires a change in the stroke of the main crank pin in order to change the ratio of the elliptical axes. To enable this, the main crank pin is 31 in.
Another eccentric bracket 34, which, as can be seen from Fig. 1d, is arranged between tween the crank 16 and the eccentric bracket 64 -provided. The bore of the eccentric bracket 34 carries two pins 35 and 36 (Fig. 3), on which cam surfaces 33 (Fig. 3) on the drum-like member 15 act.
In order to enable the stroke of the main crank pin 31 to be changed, the eccentric bracket 64 will adjust its rotational position relative to the crank 1.6; which causes a phase shift of the rotational movement of the crank 16 and the Ex zenterbügel 64, which takes into account the change in the transmission ratio.
In order to obtain a more uniform drive of the driven shaft 57, a second crank pin 32 is provided, which carries out the same movements as the main crank pin 31 and its movement through an eccentric yoke 64 the main crank pin 31 corresponding eccentric bracket 65 and eccentric 50 on the switching mechanism described later and thus on the driven shaft 57 transfers.
To transmit the movement of the main crank pin 31 to the crank pin 32, the following means are provided: Two sleeves 37 and 38 are seen in the circumferential direction to be rotated against each other before. The outer sleeve 38 is rotatably mounted in the drum-like frame 5 so that it is always concentric to the center of the ellipse, and it follows the movement of the main crank pin 31, in which an inwardly projecting pin 39 is provided on it, the one has a sleeve 42 which can slide on it and which is connected to the main crank pin 31 in an articulated manner.
Diametrically opposite the pin 39 there is another pin 40 which is inwardly positioned and on which another bushing 41 (FIGS. 4 and 5) which is articulated to the crank pin 32 and corresponding to the bushing 42 is slidably arranged. The inner sleeve 37 is mounted in the outer sleeve 38 and provided with such dimensio-ned slots for receiving the pins 39 and 40 of the sleeve 38 that a small rotational adjustment of the two sleeves is possible with respect to each other.
The sleeve 37 carries two inwardly extending eyes 13, 4-1, wclclie by handlebars 45 respectively. -? 6 (Fig. 3) with the sleeves 42 respectively. 41 @r; e- are coupled.
The pins 39 and 40 of the outer sleeve are never radial and there is no change in the stroke of the 4lanptl; iubel pin 31. causes the sleeve 42 to shift on its pin 39 and d:
tlt (#i a rotation of the bushing 3 <B> 7 </B> with respect to the bushing 38. This 1) rclibewegement of the bushing 37 is carried out by Atige 44, handlebars 46, bushing 41 and pin 411 in an adjustment path Crank pin:; 2 converted, with a sliding block for the crank pin 32 corresponding to the sliding block 3U for the main crank pin 31 is not shown.
More than one auxiliary crank pin can be driven in the same way.
As shown in Fig. 111, 5 and 6 Darge.tellt, a sleeve 47 is rotatably mounted on the driven shaft 5 7, which at one end carries the eccentric 49, with which the eccentric bracket 64 cooperates.
The latter is turned by the main crank pin 31, wildly, as in. the explanation of the schematic Fig. 111 was explained, in this case a (. Rotation of the sleeve 4 r achieved with varying angular velocity during each revolution.
Another sleeve 48 is rotatably mounted on the Büeli =, e 4.7 and, to facilitate assembly, the inner sleeve 47 is divided transversely and the two parts are connected to one another at 51 so that they rotate as one piece.
An eccentric 511 is seated on the outer sleeve 48, the eccentric yoke 61 of which is rotated from the crank pin 32 at a variable angular speed, in the same way (but out of phase because the crank pins 31 and 32 are offset by 180 relative to one another are), as the inner sleeve 47 is driven from the 11 auptkurbelzanfen 31 from.
The position of the bags 47 and 48 and the) skins 5 7 in the housing is secured by ring surfaces 6 () and (*, (-) "on the outer sleeve 48, which is in storage areas 61 u tid 61 ', the with the drive housing fixed disks 6 2 and 62 \ are rotatably mounted.
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<tb> Bushings <SEP> are shown next to each other <SEP> <SEP> <SEP>.
The ratchets 52, which form part of the power transmission organs, and of which four pairs are provided, are of semi-cylindrical cross-section, so that a pair, the bore of the eyes 52 'accordingly, forms a full cylinder; those at the pawls of a pair can slide on one another in the axial direction. The outer end of each pawl is provided with teeth and in each pair of pawls the teeth of one pawl are offset by half the pitch compared to those of the other pawl, that is, if one starts with a tooth from the separating surface of the two pawls that belong together the other with a tooth gap.
In a similar manner, corresponding pawls in both eyes 52 'of each sleeve 47 respectively. 48 teeth, which are offset by half a pitch.
In the eccentrics 49 and 50 circular slots 54, 53 are recessed to allow a rotational adjustment of the sleeves with the eyes 52 'relative to their non-associated Ex centers due to the rotations of the sleeves relative to each other.
Each pair of pawls in two opposite, equiaxed eyes is connected to each other by a simple pair of toggle levers 57 - the parts of which are articulated at one end and each with a pawl at the other end.
The articulated connection point of a pair of toggle levers slides in a plane perpendicular to the axis of rotation in a piston 56, which is itself slidable in the radial direction (with respect to the sleeves), and the connection point is forced to move simultaneously with the piston in the radial direction . Therefore, if the piston moves radially in one direction, the pawls 52 are respectively over the end surfaces of the bushings 47 as a result of the toggle action. 48 shifted out in the axial direction, when the piston moves in the other direction, the pawls 52 will move against each other and step back into these end faces.
On the driven shaft, the two disks 58 and 59 are attached, which respectively on their, the sleeves 47 and 48. The pawls 25 have radially extending teeth extending over the entire circumference, the tooth profile of which corresponds to that of the teeth of the pawls 52.
The serrated surfaces of the discs 58 and 59 are so each other and the Klin ken 52 and the teeth of the last Ren engage in the teeth of the discs) 8 respectively. 59 when the pawls by the action of the toggle levers on the end faces of the sleeves 47 respectively. 48 step forward.
From this arrangement respectively. Formation of the teeth results in the fact that in any position the teeth of a certain pawl 52 with respect to those of the corresponding disc 58 or 59 can stand so that when the pawl is pushed by the toggle lever, the tooth tips of the pawl and disc on each other meet, while the offset to the first mentioned ratchet teeth by half the teeth of a pawl at the other end of the sleeve are in such a position that they come into correct engagement with those of the corresponding disc.
Here, the knee lever device is shifted due to the impact of the tooth tips on each other in the axial direction in order to bring about the engagement.
By the means described above, coupling between the driving shaft 3 and the driven shaft 57 is inevitably obtained. Since the engagement of the pawls 52 with the disks 58 BEZW. 59 the axial forces to be applied are equal and opposite to one another, there is no unbalanced.axial pressure which would have to be absorbed by non-rotating parts of the gearbox; the pressure is internally distributed between disks 58 and 59.
Furthermore, since the pressure between pawls and disks is exerted by a toggle lever, the force to generate this pressure is relatively small and there. When the pawls are fully engaged, the two parts of the toggle levers are almost in the same direction, that is to say they are almost in a conaxial position, so the force required to keep the toggle levers in this position is practically very small.
At the outer end of each piston 56 for the toggle levers, a roller 66 is provided which interacts with the cam surface of the pawl movement mechanism described below. At the inner end of the piston small conical protrusions 6 7 are provided, the purpose of which is explained according to st (> starting.
The means: for generating a ring-shaped curved or cam surface, which surrounds the bushings 47 and 48, consist of four concentric rings 68, 69, 70 and 71 (FIGS. 1 a and 6), each of which Ring is provided at one end with a radially inwardly extending flange.
The four rings are arranged one above the other (Fig. 1a) and the innermost is rotatable on the bearing ring 62 'of the Seheibe 62, while their flanges are next to each other, and by means of later he explained independently ge rotates or can be held.
The inner circumference of all flanges is with. Cam surfaces provided; when the sleeves 47 and 48 rotate together with the pawls 52 and toggle levers, the rollers 66 of the toggle levers run on the inner circumference of the flanges and as soon as the rollers run against the cam surface, pawls 52 are alternately engaged with the disks 58 and 58 respectively. 59 pressed;
If the rollers 66 of the toggle levers leave the cam surfaces, then the pawls are pressed out of engagement with the disks by the wedge effect of the corresponding shaped teeth of the Klin ken 52 and disks 58, 59.
Each flange of the four rings 68-71 is seen with a cam surface 70 '(Fig. 6) and by rotating the rings 68-71 against each other, the cam surfaces of the individual flanges can be collapsed or pulled apart in the axial direction. Each roller 66 has a width such that it cooperates with all four cams arranged next to one another.
The length of the individual cam surfaces is dimensioned so that when the cam rings are rotated so far, all the cam surfaces. coincide, the correct length of the cam surface in order to obtain the engagement time of the pawls required for the greatest transmission ratio for which the transmission is built.
Due to the aforementioned mutual rotation of the rings 68, 69, 70 and 71, the cam surface composed of the four cam surfaces can be increased to approximately four times the length of the cam surface of a single ring;
because the duration of the engagement of the pawls can be changed to meet the requirements of a certain t; compensation ratio to correspond. The radial height of the cam surface is dimensioned such that, when the toggle rollers 66 are in engagement therewith, the two parts of the toggle lever almost fall into line.
The lengthening or shortening of the cam surfaces takes place in the following manner. The innermost and the outermost ring 71 and respectively. 68 are, as shown in FIGS. 1 a and 6, with downwardly extending segments with mutually directed edges 72 respectively. 78 provided. , The edges of the segments are in engagement with.
Grooves which are provided in the sliding pieces 71 and 75, which can be slid in a slot 76 of a fork 77. The latter engages over the outer most Noekenring and below the slot 76, a further slot 79 with a slider 78 is provided in the fork 77. The sliding pieces 74 and 75 with their lateral edges shown in FIG. 1d hold the fork 7 7 in their position.
The slider 78 carries a curved projection 80 which engages in a groove in the drum 6 (Fig. 1d), which groove has such a curvature that, when the drum 6 is rotated, by worm 7 and worm gear teeth 6 ', such as described earlier to change the transmission ratio, the inner and outer ring 71 respectively. 68 by the action of the sliders 75 respectively. 74 on the edges of the.
Segments 73 respectively. 72 are simultaneously rotated in the opposite direction by an amount that is sufficient to obtain the length of the cam surface that is adapted to the transmission ratio and thus of the claw engagement. Of the two remaining cam rings 70 and 69, the latter is coupled to the outer ring 68, and the former to the inner ring 71, in such a way that when the cam surface of one is almost covered, it is pulled up by the other, in the same way as the Bars of a fan.
In this way, an engagement of the pawls over a certain part of the angular rotation of the bushes, while wel- former part of the angular velocity is constant, due to the elliptical path of the pin 31 respectively. 32, and the shaft 57 is given a rotary movement at a constant @ vinel speed.
If the gearbox is set to direct gear (i.e. if the transmission ratio is 1: 1), it is desirable that there is then no contact between the cam surfaces and the toggle-lever rollers, and this is done automatically in the following manner with the transmission ratio 1 : 1 the length of the cam surface combined from the four individual cam surfaces must be a semicircle and the position of the sleeves 47 and 48 must be such that each pair of pawls in one sleeve is diametrically opposite a pair in the other sleeve.
There are conical holes 81 in the sleeves opposite the conical projections 67 at the inner end of the toggle piston see easily. The bushings rotate relative to one another during one revolution, since their slower and faster Dre hung under the influence of the crank pins 31 and 32 is shifted out of phase during one revolution. The size of the phase shift and thus the adjustment of the bushes to one another depends on the transmission ratio.
With a transmission ratio of 1: 1, the bushes are diametrically opposed to each other in the aforementioned position and only in this position is it possible to adjust the toggle levers beyond their conaxial position; they are held in this position by the driving force between pawls 52 and discs 58 and 59.
In order to exert the extra pressure on the toggle piston required to push the toggle lever through, part of the cam surface of the innermost ring 71 is articulated with the remaining part of the cam surface and the articulated part is pressed radially inward by a weak spring. Under normal transmission ratios, the pressure of the weak spring is not enough to move the toggle lever beyond its conaxial position.
As soon as the length of the cam surface becomes a semicircle, the articulated part of the cam surface of the innermost ring 71 comes into contact with a small wedge surface or stop 82 (Fig. 6) carried on a bearing space in the housing, and it can be removed from it Passing rollers 66 are no longer displaced, but the toggle levers are moved beyond their conaxial position and the conical projections 67 enter the conical holes 81, and the pawls 52 no longer disengage.
If the setting of the @ fih @ rsetzunms- ratio is changed, the now recurring relative movement of the sleeves 48 and 47 to one another causes the conical projections 6 7 to emerge from the holes 81 due to their shape and the toggle levers to move over the Move back the conaxial position.
At the same time, when the transmission ratio is changed, the articulated part of the cam surface is pulled out of contact with the stop 82, so that it has its normal freedom of movement again.
For the reverse gear, the change-speed gearbox in connection with the geared shaft has a simple epicyclic gear (FIG. 1d) as a winding gear with a sleeve 83 provided with internal teeth, which is made of one piece with or fixed. with the further driven shaft piece 81 of the transmission is, further with a zen tral wheel 85 which is attached to the driven shaft 57, and with two or more planet gears 86, which with the central wheel 85 and with the. Internal teeth are in engagement.
The planet gears can rotate freely around special spindles, which are mounted diametrically opposite each other in a housing 8 7, (read in the axial direction by means of a fork 88 can be adjusted, the latter by means of not shown levers and rods or other means is moved from the driver's seat if the gearbox is installed in an automobile.
Coupling teeth are provided on both ends of the housing; the teeth at the front end can be brought into engagement with corresponding teeth 89, which the latter are seen on the housing itself or on egg nem firmly connected to the latter part; the teeth on the rear end are engageable with teeth 90 on the inner surface of a rib of the sleeve 83.
In its rearward position, the housing 8 7 is directly coupled to the sleeve 83 by the rear teeth and there can be no relative movement between parts; the sleeve 83 is driven in the same direction of rotation as the central wheel.
On the other hand, if the housing 87 is held in a forward position by means of the front clutch teeth, the sleeve 8j is driven by means of the planetary gears 86 in the opposite direction to that of the central wheel 85.
A neutral position is that when the CTeliüuse (as shown in Fig. 1d) is in its central position, and a stop is provided on the control lever quadrant to see this position.
The speed of the vehicle in which the gearbox described above is installed can be changed to the same extent, regardless of whether it is to be driven forward or backward.
Means can be provided by which the clutch lever with the speed change mechanism of the transmission is blocked in such a way that it is impossible to start the vehicle in any direction, except when the transmission is set to the lowest ratio but is provided with automatic control, this blocking is usually unnecessary.
The means for automatically changing the transmission ratio of the transmission have a pair of clutches (Fig. 1 (i, 7-9), the honors 91 and 92 of which are firmly connected to the spindle 93. - the latter with the worm 7 used to rotate the drum! 1:
It is used to change the transmission ratios through which the wheels 94, 95 and 96 are connected. The sleeves 97 and 98 are with bez gears 99% v. 100 connected, which rotate freely in bearings provided in the transmission housing, the enlarged ends of the Hül.san ge are directed against each other;
the bevel gears 99 and 100 are connected to one another via a third bevel gear 101, which rotates in a plane in a straight line to the plane of rotation of the two other bevel gears. The 100 is mil.telst Scliraulieiiri: i (ler 10 ?, 103 or other means connected to the first driving shaft 2 of the transmission, so that all bevel gears are constantly in motion as long as the main clutch of the vehicle drive is engaged.
The sleeves are designed in the form of springs, which are drilled ko cally to fit with their inner surface on the cones 91 and 92; one spring is right-handed and the other left-handed. Between the sleeves and konaxia.l to the same two disks 104 are arranged, which can be adjusted axially. Between the discs 104 two ball bearings 104 'and a ring 109' are arranged, which the latter does not participate in the rotation of the springs.
The distance between the two discs is chosen so that in the middle position both springs 97 and 98 are compressed enough so that the same do not rotate the cones 91 or 92; However, if the ring 109 is axially adjusted in one direction or the other, one or the other spring is relaxed and grips the cone and rotates it, whereby the transmission ratio is changed with the aid of worm 7 and worm wheel 61. The axial displacement of the ring 109 can be effected by a centrifugal regulator 120 ', the regulator sleeve being coupled to the ring 109 by means of a linkage 120 ″.
This shift can also be generated from the driver's seat by mechanical means, as will be described below.
Stops 105 and 106 are also provided on a slide rod 107 and a pin 108 on the drum 6, so that when the adjustment of the transmission ratio has reached the upper or lower limit, the collar 104 and the ring 109 are suddenly brought into their central position, It does not matter whether they are being controlled from the regulator or from the driver's seat at the time. For this purpose, a fork 320 is provided, which is axially movable but secured against rotation by a tongue and groove and is seated on the rod 107 between the collars 321 and 322; the fork surrounds the ring 109 loosely so that there is play between the ring and the fork legs.
A spring-loaded latch 323 cooperates with the notches provided in the fork sleeve to fix the fork legs in their two extreme and middle positions. This bolt also serves to bring about a slight relative movement between the fork 320 and the rod 107 by wedge action between the bolt surfaces and notches, so that the clutch in question is completely disengaged under the pressure of the spring loading the bolt.
In order to produce a change in the transmission ratio by axially displacing the ring from the driver's cab, a small lever 110 (FIG. 9) is provided which cooperates with the ring 109 when the driver wants to carry out the actuation. The lever 110 is. rotatably mounted in a pivot point 110 "attached to an axially displaceable tube 111; the outer sleeve 112 of a Bow denzuges is screwed to the other end of the tube.
When a train on the inner member 113 (Fig. 9 and 7) of the Bow denzuges is exerted, the lever 110 is pivoted about its pivot point 110 "and engages the ring 109 against the action of a back movement we cause the spring 110 ' , whereupon with a subsequent joint movement of the members 112 and 113 of the Bowden cable, tube 111, lever 110 and ring 109 in the direction ent against the pressure of the intended compression spring 111 'is moved.
The joint movement of tube 111 and link 113 can be caused by the fact that the link 113 is connected to an adjusting lever (not shown) so that when the -last-. Then the necessary movement of 113 takes place to bring the lever 110 into engagement with the ring 109. A further Bowden cable 324 (FIG. 7) is expediently attached to the same adjusting lever in such a way that a horizontal movement of this lever causes the joint movement of tube 111 and link 113.
The force of the regulator spring 120 can be adjusted within wide limits during operation by adjusting the spring plate 121 caused by a 1-lever 120 (Fig. 7) and screw thread. Means (not shown) are provided around the lever hold tight in any position.
The operation of the mentioned means for automatically changing the gear ratio of the gearbox installed in a motor vehicle is as follows: Assume the vehicle is stationary, the engine is running and the gear lever is in its neutral position. The clutch is disengaged in the usual way and the gear mechanism (is brought into the front drive position. The engine is accelerated and the clutch is gradually switched on. As soon as the engine feels the load, it is decelerated.
if the gear ratio to drive is insufficient; the weights of the regulator will approach each other and one spring will be compressed and the other relaxed; this takes its assigned cone and causes the rotation of the shaft 93, whereby worm 7 and worm wheel rim 6 '(Fig. 1) are rotated so that the transmission ratio increases; this rotation is maintained until the vehicle closes begins to move.
The motor speed increases in the following time and the regulator weights diverge further and further and bring the ring 109 back into its central position. Since the gear ratio is too high for normal driving, the engine will burn out, and the other clutch is switched on as the regulator weights diverge and the gear ratio is gradually reduced to a level in which the speed of the Vehicle increases until the transmission works with direct translation, whereupon the regulator is switched off by one of the automatic stops 108.
If the vehicle now begins to climb an incline which is large enough to reduce the motor speed below normal, the regulators move against each other, the transmission ratio is increased in the manner described above until the normal motor speed is reached again is, whereupon the transmission ratio is gradually reduced again.
By suitably setting the regulator spring, it is possible to limit the maximum speed of the vehicle to any specific size.
The transmission has been described above in its application to mechanically driven vehicles. However, it should be noted that in another application, one or more or all of the means for automatically changing the gear ratio can of course be omitted, which results from the special application.
It is also possible to use other means for generating the elliptical trajectories d (, s main and auxiliary crank pins than those described above.
In Fig. 1 (1 is shown in vertical section an embodiment of these means, wel che works according to the known principle, ge according to which a between the center and circumference of a wheel, (read in a wheel of double diameter rolls, lying point on a Elliptical orbit moves.
In Fig. 1 (), 300 and 301 are internally toothed gears. which (- are arranged concentrically next to one another. If only the upper half of Fig. 10 is considered first, then two planet gears 303 and 303 of half the diameter of gears 300 and: 30l are such; in the input that 302 with 300 and: 3t13 cooperates with 301.
The planetary gear 302 is rotatable on the journal 60.1 and the planetary gear: 303 is mounted on a running surface of the wheel 3113 which is concentric to the journal 304. The pin 30.1 sits at the end of a crank, not shown, whose axis of rotation always coincides with the axis of the wheels 300 and 301.
The crank is driven by the motor via a coupling, not shown, which allows the shaft parts connected by it to be shifted in parallel, so that the eccentricity between the pin 304 and the shaft part that drives it can be changed About3et7, is possible.
A radial slot 305 is provided in the planet gear 303, in which the main crank pin 306 can slide. The latter is made of one piece with a hollow pin 307, which is eccentric to the pin 306 and eccentric to the axis of the planet wheel 302 is rotatably mounted in the latter. If the planetary gear 303 is rotated relative to the planetary gear 302, which can be generated by a rotation of the internally toothed Ra of the 301 relative to the internally toothed wheel 300 by means of levers and steering not shown, the ex centricity is; of the main crank pin 306 changed over the pin 304.
If this rotation takes place so far that the Ars of the main crank pin 306 coincides with the axis of the pin 304, which is possible by choosing the two eccentricities, where the spatial path of the main crank pin 306 will be a circle; -for any other twist it is an ellipse; the sum of the lengths of the elliptical axes is constant, their difference increases when the eccentricity between the pins 306 and 304 is increased.
The internally toothed wheel 301 is stored in the gear housing in a similar way as -the frame of the means for generating the elliptical paths of the main crank pin described in the first embodiment, i.e. the wheel 301 can center point and also around small angular amounts around its own center a center point that lies eccentrically to the center point of the driving shaft, or it can also perform a straight-line movement in a plane running at right angles to the gear unit a, xe.
Around! an auxiliary crank pin 310-. To give the same movement as the main crank pin <B> 306 </B> - is - a second pair of planet gears 30'8 and 309 ,.
which in every respect is the same as the first pair and is also in mesh with the same internal toothed gears 300 and 301, with both pairs at a sufficient axial distance (as shown in FIG. 10). are arranged from one another in order to allow that the rings do not touch one another, and the common center of one pair is diametrically opposite that of the other, pair.
A hollow pin corresponding to the hollow pin 307 is also provided and it is readily apparent that the auxiliary crank pin - 10 - repeats the same movements. Main crank pin executes.
In a modified embodiment of a transmission in which two-part handlebars are used, either of the two above-described elliptical generators can be used, but modified so that the elliptical movement is imparted to the pivot pin at the connection point of the two-part handlebar, the Main crank pin of this type of transmission always be written in a circle, as described in Swiss patent no. 89111.
An example of such an embodiment is shown schematically in FIGS. 11 and 12, 260 representing a crank with two crank pins, whose hub 261 is fixed to the (not shown) driving shaft, whose position in the transmission is not adjusted is connected: handlebars 2.62, and 263 are rotatable at 264 and 265 respectively at the two ends of the double curve =.
bel 260 and carry roles 266 lind = 267; which cooperate with inner and outer parts of L91 - lip tracks representing cam surfaces 268.
- @ - 'The other ends of this-handlebars' are'- with the handlebars 2i1 and 272 by means of pivot pins -269 respectively. 270 articulated v4rbüU- = - the one, which latter. correspond to the 32 of the first exemplary embodiment,
while the handlebars 271 and 272 "are rotating at variable speed cans; corresponding to the sleeves 47, 48 of the first embodiment, drive.
The cam tracks are formed in the disc 273, which is rotatably mounted on the frame 274, a rotation of the disc allows the position of the axes of the El lipse to change to the horizontal.
Means not shown are also provided, through which the eccentricity of the center of the elliptical movement can be changed, that is, by superimposing the frame at a pivot point in such a way that it can perform oscillating movements.
The auxiliary crank pin 270 can be provided with a roller which moves along the same elliptical cam surface and be driven in the same way as the main crank pin 269.
Furthermore, in a modified embodiment, the pawls 52 of the first embodiment can be provided with friction surfaces that are either flat or V-shaped, and the discs 47 and 48 can be flat or with / -like grooves. In Fig. 13 = 20 a further modified embodiment of a gear is shown, in which small speed deviations from the essentially uniform rotational movement of the ge driven shaft with different transmission ratios are allowed.
In this embodiment, means are provided for generating elliptical balines, but the axis ratios of the <B> EI </B> lips are not changed with every change in the transmission ratio, but remain with all transmission ratios that are significantly greater than 1 : 1. constant. The transmission has all the components of the transmission according to FIGS. 1d to 9, with the exception of the automatic force control, which, however, can also be installed.
The modifications of the individual constituent parts compared to the embodiment according to FIGS. 1d-9 are as follows: The coupling (FIGS. 13 and 14), which connects the driving shaft 200 'to the intermediate shaft piece 212, and the movement connection during adjustments of the the latter upright against the shaft 200 he holds; has a double-armed lever 202, fastened on the shaft 200 ′, and a double-armed lever 204, which is fastened on the shaft piece 212.
The circular intermediate piece: iiek 201 of the coupling is through handlebar 200 with the ends of the lever 20? and by link 203 with the ends of the lever 204 articulated. The line connecting the pivot points of the handlebars 200 on the intermediate piece 201 is perpendicular to the line connecting the pivot points of the handlebars 203 on the intermediate piece, and these two connecting lines correspond to the mutually perpendicular guide slots in the central piece of a conventional Oldhani coupling ,
which performs the well-known scrubbing movement. The previous version has the advantage over the Oldhani coupling that instead of sliding friction in the guides of the latter, the smaller rolling pin friction occurs.
The means for generating elliptical paths for the crank pins differ from those of the first embodiment according to FIGS. 1d-9, first of all because the pins 9 and 10, which are present at right angles to each other in that embodiment, with their sliding sleeves replaced by pivot pin 20; i and link 206. are.
The earlier drum-like frame 5, in which the pins 9 and 10 were provided, corresponds to a drum-like frame 2117, which has eyes for receiving the pins 20. The drum 207 is rotatably supported with its ring flanges "07 'and 207" in corresponding ring surfaces of an outer drum 220 surrounding the drum 201. The latter is supported in the gear housing 350.
On the intermediate shaft 212 connected to the lever 2'04 of the coupling, collar 208 'and 210' are provided, on which ball bearings sit, with their outer running surfaces bracket 208 respectively. 210 are blinded. These brackets are connected to pins 205 and thus to the drum 207 by common beekeepers 206, which, as shown in FIG. 13, are forked belts.
The part 213 of the intermediate shaft 212 between tween the collars 208 'and 210' is rectangular and eccentric to the axis of the intermediate shaft 212 in cross-section. On the rectangular part 213 provided with a corresponding slot disc 211 is ver slidable, which is referred to as an eccentric who can. A bracket 209, which sits on the disk 211 with the aid of a ball bearing, is connected to the pin 205 and thereby to the drum 207 by means of further links 206 (FIG. 15). Two pins 205 are diametrically opposite one another in drum 207 and the two diameters are perpendicular to one another.
Through the drum 20'l, pin 205 and handlebar 206 and bracket 208, 210 and; 209 the same will be achieved as through. Drum 5., pin 9 and 10 and their sliding sleeves, frame and eccentric in the first embodiment, namely the enforcement of a parallel displacement movement of the relevant intermediate shaft 3 respectively. 212, namely the size of the parallel displacement depends on the eccentricity of the eccentric 211 to the axis of the intermediate shaft 212.
On the latter, the main crank pin 216 is fixed in a crank arm 216 ', which, due to the simultaneous rotary and parallel displacement movement of the intermediate shaft 212, moves on an elliptical path. If the eccentricity of 211 is zero, the main crank pin 216 moves on a circular path.
The eccentricity of dos eccentric 211 is now not changed for each transmission ratio for which the gear is to be set, as in the first embodiment, but it is found for all transmission ratios that are significantly greater than 1:
1, only one, single change takes place, which represents a mean value between the elliptical trajectories of the Hauptkurbelzo-Lp .: fens, which are necessary to generate the uniform rotary movement over a certain range, as explained in the introduction.
The means for changing the eccentricity of the eccentric 211 are as follows: In two opposite sides of the rectangular part 27.3, slots 214 are provided parallel to one another and at an angle to the axis. Sliders attached to the eccentric 211 are located in these slots. 215 displaceable (Fig. 13 and 1.5), so cla.ss. A displacement of the eccentric 211 in the axial direction causes a change in the eccentricity.
To generate this axial displacement, sliding pieces 330 with short pins 217 (FIG. 17) are provided on the hubs of the links 206, which enclose the pins 205 and engage the bracket 209 of the eccentric 211. The sliding pieces .330 engage in: slots 218 (Fig. 1.6) @ in the wall of the drum 207 and the pins 217 enter slots 219 in the outer drum 220: a.
The slots 216 are parallel to the axis, while the slots 21: 9 are initially inclined at <B> 90 '</B> to the axis and at a smaller angle towards their end (FIG. 16). If. Now when the transmission ratio is changed, the drum 207 is rotated relative to the drum 220, the pin 217 sliding along the slot 219 causes a displacement of the link 206 along the pin 205 (FIG. 16), at which displacement the eccentric 211 is taken along.
This axial displacement of the eccentric has as a result of the inclined slots 214 an adjustment of the eccentric 211 relative to the part 213 and thus a change in its eccentricity. The means for generating -tler -relative movement of the drums 207 and 220 to one another for the purpose of changing the eccentricity. of the eccentric 211 are not presented in detail.
The inclination of the two axes of the ellipse to the horizontal can be changed by rotating the drum 207 by means of a link 325 which acts on the eye 331 (FIG. 13).
The link 325 has its other pivot point in the fixed housing 350; in the event of a change in the transmission ratio, which, as in the first exemplary embodiment, takes place by changing the eccentricity of the driving shaft in relation to the intermediate shaft, in the first example by rotating the drum 6 and in the second exemplary embodiment the drum 220,
the necessary rotation of the drum 207 to change the inclination of the elliptical axes results automatically. A rotation of the drum 207 adapted to each transmission ratio can be obtained by correctly selecting the length of the handlebar and the position of its first pivot point; the position of the pivot point and the length of the handlebar can also be adjustable.
The adjustment of the drum 220 for the purpose of changing the transmission ratio O is done by hand. A sprocket, not shown, mounted on the spindle 400 of the worm 401 (Fig. 14) and by means of a chain, not shown, which cooperates with a second sprocket, and a handwheel that can be turned by the operator, or other means can be provided for generating the rotary movement of the drum 220.
In this embodiment, too, in addition to the main crank pin 216, a further crank pin 221 is provided, the latter executing the same movements as the pin 216. The way in which the movement of the main crank pin 216 is transmitted to the crank pin 221 does not in principle differ from that described in the first exemplary embodiment, but other transmission means are selected.
As shown in Figs. 1.3 and 18, the crank pin 221 is coupled to the main crank pin 216 by means of links 222 and 223, the double-armed lever 221 'and the drum 225'. The possibilities of movement of these l; 'transmission means are selected such that a change in the eccentricity between the driving and driven shaft is possible without the cure belzapfen 216 respectively. 221 are mounted with sliding blocks in crank arms, as in the first embodiment.
From the main crank pin 216, the movement is transmitted by means of a: handlebar 250 '(FIG. 18) to a pin 250 which sits in an eye of a bowl-shaped extension 351 of the sleeve 224, while the crank pin 221 transfers its movement to the bush 225 by means of the handlebar 251 ', pin 251, crank 251 "and shaft 246'.
The sleeves 224 and 225 correspond to the sleeves 47 and 48 of the first embodiment and are driven by the pins 216 and 221 at an angular speed that varies during each revolution, the changes in the angular speeds in both sleeves being out of phase with one another, 4inc1, since the two pins 216 and 221 include a cure angle with each other that is 1: 1 180 at the transmission ratio.
As in the earlier embodiment, the sleeves 221 and 225 are arranged to be rotatable within one another, but the diameter of each sleeve is considerable compared to the previous embodiment: enlarged and the sleeves are drilled out so that when they are plugged together they are hollow Form drum, the overlap pende parts are rotatable into each other.
On the circumference of each liner are star-shaped rows of radial hollow cylinders 226, 2227, the bore of which communicates with the interior of the drum as shown in Fit 1 The hollow pistons surround each cylinder and can be slid on it in a radial direction: the hollow pistons are closed at their outer end;
teeth <B> 229 </B> are provided on the same. A screw thread 36U with a great incline is provided on the limb surface of the overlapping tronic part of the sleeve 225, and ribs 231 parallel to the axis are provided on the outer surface of the hub of the sleeve 224.
In engagement with the ribs of the bushing hub and with the screw thread of the drum surface is a piston 232 which carries corresponding screw threads and grooves. In the piston 232 two sets of spring-loaded valves 233, 234 are provided, both of which allow communication between the opposite piston surfaces; one valve set enables this connection in one direction and the other valve set in the other direction.
A hollow drum 235 surrounds the sleeves 224, 225 and closes the same completely; the drum is rotatable in ball bearings and itself serves to support the bushings 224, 225 and the driven shaft 246 'of the gear, on which the drum 235 is wedged. The latter has on its inner surface in two planes, each of which coincides with the plane containing the two rows of the radial cylinders of the sleeves, internal teeth 237 with teeth in a V shape, which corresponds to that of the teeth on the hollow piston. One or more safety valves are provided, for example inside one or more of the hollow pistons (for example at 238, FIG. 13).
The entire interior of the cans is filled with 01, and constantly filled and kept under pressure by a constantly running pump.
The pump has a piston 239 which is moved to and fro in the cylinder 240 by an eccentric 241 on the shaft 236 (fix. 13 and 20).
An articulated seat 242 is provided with an opening 243 through which oil enters the cylinder 240 through the opening 244. A check valve is located at 245 and bores 246 are provided through which oil is forced under a pressure that depends on the tension of the spring 247. Leakage losses are prevented in the usual way and the 01 is also used for pressure lubrication.
The mode of operation of the described gear mechanism is as follows: As a result of the relative movement between the two bushings 224 and 22a resulting from the phase shift of the rotary movements, each of which runs faster on one part of a rotation than on the other, the Piston 232 forced to reciprocate in the axial direction,
whereby the beginning of the stroke coincides with the beginning of the accelerated rotation of the one bush. Since the inside of the bushings is closed, no oil can escape and therefore pressure is created on one side of the piston and suction on the other.
The smooth running of the screw thread 230, with which the thread provided on the piston 232 engages, is provided so that the pressure brings the teeth of a number of the pistons into engagement with the drum teeth and the suction effect disengages the teeth of the other pistons brings. The level of pressure generated is determined by the load on piston valves 233 and 234 and is such that the pressure is sufficient to keep the pawls engaged under full load.
If this pressure is exceeded, the valve 233 or 234 opens and the pressurized oil passes through the piston 232 on its suction side.
When the transmission works with the transmission ratio 1: 1, the arrangement is such that the toothings of both piston sets cooperate with the corresponding internally toothed parts of the drum 235 by increasing the amount of oil trapped in the sleeves 224, 225. This takes place in that an opening 248 (fix. 13) is provided, which coincides with the oil line 249 when the pins .250 and 251 (fix. 18) are 180 apart, a condition that only applies to the transmission ratio 1: 1 occurs.
Under these conditions, the pump delivers <B> 01 </B> through? 49 and <B> 250 </B> and drives both sets of pistons outward.
In the event of a following change in the ratio, the opening, Z-1-8 will be changed from the position in which it is with. the line 249 covers, brought, and the C overpressure is released through the safety valve <B> 238 </B> as soon as the piston 22322 begins its axial movement.
As can be seen from Fig. 13, a reversing gear is provided for the reverse gear of the transmission, in iihnliclier manner as in the embodiment according to FIGS. 1 (a-9, but this is not described in more detail).