Wechselgetriebe mit stufenlos regelbarem Übersetzungsverhältnis. Stufenlose Wechselgetriebe, bei denen die Kraftübertragung vermittelst starrer Körper erfolgt, werden mit Vorteil unter Verwen- dung von Reibungsgesperren gebaut. Die bisher vorgeschlagenen Konstruktionen von Reibungsgesperren für diesen Zweck konnten sieh in die Technik nicht: einführen, weil sie entweder zu hohe Beanspruchungen auf- %,#iesen oder ihre Bauart so verwickelt war. dass sie zu dauernden Betriebsstörungen An lass gaben.
Vorliegende Erfindung soll nun diesem t\belstand abhelfen.
Die Zeichnung veranschaulicht Ausfüh rungsbeispiele des Gegenstandes der Erfin dung.
Fig.l. und ? stellen ein Getriebe nach dem bishe!-igen Stand der Technik dar, und zwar ist Fig. ? ein Schnitt nach Z-2 in Fil-. 1 und Fil-. 1 Pin Schnitt nach 1-1 in I'ig. @ v Fig.3 und 4 stellen ein Getriebe gemäss der Erfindung in ihrer einfachsten Form dar,
und zwar ist Fig.3 ein Schnitt nach 3-3 in Fig. 4 und Fig. 4 ein Schnitt nach 4-4 in Fig. 3; Fig. 5 ist ein Ausschnitt aus Fig. 3 in Pösserem Massstab; Fig. 6 und 7 betreffen Einzelheiten dieses Getriebes.;
Fig.8 und 9 betreffen andere Ausfüh rungsformen des Reibungsgesperres; Fig.10 und 11 zeigen eine verbesserte Ausführung des Getriebes, und zwar ist Fig. 10 ein Schnitt nach 10-10 in Fig. 11 und Fig.l1 ein Schnitt nach 11-11 der Fig.10 ;
Fig. 13 und 13 zeigen eine weiter ver besserte Ausführungsform des Getriebes, und zwar ist Fig.12 ein Schnitt nach 12-1Z in Fig. 13 und Fig. 13 ein Schnitt nach 13-18 der Fig. 12; Fig. 14 ist die schematische Darstellung eines weiteren Getriebes, und Fig. 15 .eine ebensolche Darstellung, bei der die Kinematik des Getriebes nach Fig. 14 umgekehrt ist;
Fig.16, 17, 18 und 19 zeigen den kon struktiven Ausbau des Getriebes nach Fig.15, und zwar ist Fig.16 ein Längs schnitt desselben, Fig. 17 ein Querschnitt nach 17-17, Fix. 18 ein ebensolcher Schnitt nach 18-18 und Fig. 19 ein Querschnitt nach 19-19 in Fig. 16; Fig.20 zeigt eine Reibungssperrscheibe mit keilförmiger Nut am Umfang; Fig.21 und 22 zeigen die Anordnung von Reibungsgesperren in zwei Ebenen. Die Zahlen, die die Schnittebenen be zeichnen, sind in allen Figuren in greise eingezeichnet.
Zur Kennzeichnung des Standes der Technik stellen Fig.l und 2ein stufenlos regelbares Wechselgetriebe mit Reibun s gesperren bekannter Bauart dar. Die Scheibe 1 ist fest mit der treibenden Welle 2 ver bunden. Die angetriebene Welle 3 (punktiert gezeichnet) trägt die Scheibe 4 fest. In der Scheibe 1 sind Führungsnuten 5 sternförmig angeordnet. Längs dieser Führungsnuten sind die Reibungsbacken 6 beweglich.
Durch einen geeigneten Steuermechanismus be- liebi-er Art werden die Reibungsbacken 6 an die Innenfläche des Ringes 4' der Scheibe 4 angepresst, solange sie sich im Bereich des in Fig.1 angegebenen Bogens a befinden. Ausserhalb des Bogens a werden sie von dem Ring 4' abgehoben.
Die Umfangsgeschwindigkeit des Ringes 4' ist gleich der Momentangeschwindigkeit der jeweils anliegenden Reibungsbacke 6. Diese Momentangeschwindigkeit wechselt @cährend eines Umlaufes periodisch, ist aber beim Durchlaufen des Bogens hinreichend konstant. Die Momentangeschwindigkeit einer Reibungsbacke 6 ist gleich der Winkel geschwindigkeit der treibenden Welle 2 mul tipliziert mit dem jeweiligen Abstand zwi schen der betrachteten Reibungsbacke 6 und der Welle z.
Beim Durchlaufen des Bogens cc ändert sich dieser Abstand nur wenig und kann daher für überschlägliche Betrach tungen näherungsweise gleich dem kürzesten Abstand a gesetzt werden. Dieser Abstand a kann durch Verstellen der Exzentrizität h der Welle 3 gegenüber der Welle 2 verschie den gross eingestellt werden. Damit kann die Winkelgeschwindigkeit des Ringes 4' und der Welle 3 verändert werden bei kon- stantbleibender Winkelgeschwindigkeit der treibenden Welle \?. Somit wird auch das Übersetzungsverhältnis zwischen den Wellen \3 und 3 geändert.
Ein derartiges Getriebe erfordert jedoch einen so hohen Anpressungs- druck zwischen Reibungsbacken und Ring 4'. dass grosse Abnutzungs- und Reibungs verluste entstehen und die Einführung der artiger Getriebe in die Technik nicht mög lich war.
Erfindungsgemäss werden nun die Rei bungsbacken 6 ersetzt durch selbsthemmende Reibungsgesperre.
Die Einfügung solcher Reibungsgesperre in ein Wechselgetriebe, dessen Arbeitsweise im übrigen derjenigen des Getriebes nach Fig. 1 und 2 analog ist, zeigen Fig. 3 und 4. Die Zahnräder der Reibungsgesperre sind mit 7, die Reibungsgesperrscheiben mit 8 be zeichnet. Letztere können in Keilnuten 9 ein greifen, die in die Speichen des treibenden Rades 10, zwischen denen die Scheiben 8 liegen, eingearbeitet sind. Die getriebene Scheibe 4. trägt zwei Innenzahnkränze, die mit den Zahnrädern 7 der Reibungsgesperre kämmen.
Die Achsen der Zahnräder 7 wer den geführt in den Nuten 5 der Führungs scheibe 11. Solange die Räder 7 frei dreh bar sind, können sie keinerlei Kräfte auf die Scheibe 4 übertragen, weil sie sich längs der letzteren abwälzen können. Werden sie jedoch festgebremst, so wirken die Zähne der Zahnräder 7 als Mitnehmer gegenüber den Zahnkränzen der Scheibe 4.
Analog dem Ge triebe nach Fig.1. werden nun zur Er zielung der Kraftübertragung die Zahnräder 7 beim Durchlaufen des Bogens a derart festgebremst, dass sie zwar längs der Nuten 5 verschiebbar bleiben, sich jedoch um ihre eigene Achse relativ zur Führungsscheibe 11 nicht drehen können. Festgelegt werden die Räder 7 durch Festlegen der mit ihnen ver bundenen Scheiben 8, deren Rand zweck- inässi-- keilartig; zugespitzt ist. Die Kraft übertragung erfolgt von der treibenden Welle auf das mit ihr durch einen Keil fest ver bundene Rad 10.
Das Rad 10 wirkt jeweils ;iuf eine der Reibungssperrscheiben 8 durch eine der Keilnuten 9. Da man die Verhält nisse so wählt, dass die Reibung der jeweilig arbeitenden Scheibe 8 in der Keilnut 9 diese Scheibe an einer Umdrehung verhindert, so nehmen die Räder die Scheibe 4 mittelst il@rer Verzahnungen mit. Durch geeignete Wahl der Verkeilungsflächen der Scheiben 8 und Nuten 9 und der Proportion zwischen diesen Scheiben und den zugehörigen Zahn rädern 7 kann ohne weiteres Selbsthemmung erzielt -erden, die zum einwandfreien Ar beiten eines solchen Getriebes notwendig ist.
Während das Rad 10 lediglich der Kraft- übertragung dient, wird die Führung der Achsen der Zahnräder 7 von den Nuten 5 der Scheibe 11 bewirkt, die auf der Welle ('.rehbar gelagert ist. Damit stets die für die Kraftübertragung notwendige Berührung zwischen der jeweiligen Reibungssperrscheibe 8 und der Keilnut 9 gewährleistet ist, ist das Rad 10 mit der Scheibe 11 durch die Zugfeder 1? verspannt.
Wenn die Verspan- i_ung; der Räder durch die Zugfeder 12 nicht vorgesehen wäre, dann könnte es vorkommen, class keine der Reibungssperrscheiben 8 je weils mit der einen Keilnute 9 in Berührung bezw. in genügend starke Berührung kom men würde, und dann würde das Getriebe leerlaufen. Wie aus Fig.3 ersichtlich ist. c@rwcitern sich die Zwischenräume der Spei chen nach dem Umfange des Rades 10 zu.
Dadurch wird erreicht, dass immer nur die jenige Scheibe 8 an einer der in die .Speichen eingearbeiteten Keilnuten 9 anliegen kann, ilie der Welle ? am nächsten ist, während die andern frei drehbar sind. Diese Rei- bungssperrscheibe übernimmt denn auch die i@raftübertragung von der Welle ? über das llad <B>10</B> zur Scheibe 4 und damit zur Welle Analog wie beim Getriebe nach Fig.l wird das Übersetzungsverhältnis dadurch verändert,
dass die Exzentrizität der Welle 3 gegenüber der Welle 2 verstellt wird. Da durch ändert sich die Geschwindigkeit des gerade in Eingriff befindlichen Reibungs- gesperres und damit auch das Übersetzungs verhältnis. Die Achsen der Zahnräder 7 wer den durch den Ring 13 geführt, wodurch erreicht wird, dass die Zahnkränze der Scheibe 4 und die Zahnräder 7 stets in Ein griff bleiben.
Fig. 5 zeigt einen Ausschnitt aus Fig. 3 in grösserem Massstabe, Fig. 6 den Eingriff einer Reibungssperrscheibe in eine Speiche des Rades 10. Fig. 7 zeigt das Reibungs- sperrscheiben-Aggregat. Es können auch Reibungssperrscheiben nach Fig. 8 mit zwei Keilrändern Verwendung finden.
Wird ge mäss Fig.9 der Umfang der Reibungssperr- scheibe 8 stark ballig ausgeführt, so ändert sich nichts an der Funktion. Es findet dann lediglich an zwei schmalen Kegelflächen Be rührung statt.
Um die Gleichmässigkeit des Ganges zu erhöhen, kann die Anzahl der Reibungs- gesperre nach Wunsch grösser als wie dar gestellt gewählt werden. Auch ist es bei dieser, w=ie bei allen andern hier beschrie benen Konstruktionen grundsätzlich möglich, die Kraftrichtung umzukehren, das heisst., die getriebene Welle zur treibenden und die treibende zur getriebenen zu machen. Die in den Fig.3 und 4 angegebene Konstruktion eignet sich wegen der grossen Reibung der Achsen der Zahnräder 7 in den Nuten 5 bezw. deren Gleitsteinen in den Nuten 5 nur für langsam laufende Getriebe.
Einen Fortschritt in dieser Richtung zeigt die Konstruktion nach Fig. 10 und 11. An Stelle der geradlinigen Führung in Nuten ist die Bahn der Achsen der Zahn räder 7 und damit der Reibungssperrscheiben 8 relativ zur Scheibe 11 kreisbogenförmig, und zwar wird hier die Nutenführung er setzt durch eine freie Hebelbahn, wodurch nur sehr geringe Reibung auftritt. Die Scheibe 11 trägt sechs Bolzen 14, um .die je eine Führungsstange 15 schwenkbar ge lagert ist. Entsprechend sind auch die Spei chen des Rades 10 mit den Keilnuten 9 kreisbogenförmig gekrümmt. Die Arbeits weise des Getriebes entspricht vollständig der des Getriebes nach Fig.3 und 4.
Zur Verstellung des Übersetzungsverhältnisses wird wieder die Exzentrizität der Welle 3 gegenüber Welle 2 verändert, und zwar ist die Welle 3 in einem schwenkbaren Arm 16 gelagert, der um den fest gelagerten Bolzen 17 bewegt werden kann.
Die Ausführungsform des Getriebes nach Fig.3 und 4 ebenso wie auch Fig. 10 und 11 haben den Nachteil, dass bei Wechsel der Kraftrichtung Schwierigkeiten bezw. Nach teile auftreten, indem die Reibungssperr- scheiben, um sich an die gegenüberliegende Speiche anlegen zu können, unter stärkerer Spannung der Feder 12 einen gewissen Weg durchlaufen müssen. Währenddessen ist eine Kraftübertragung in keiner Richtung mög lich, das Getriebe gibt frei, schaltet dann mit einem Stoss ein und verursacht so Lärm und Schäden.
Die beschriebenen Mängel wer den behoben durch die Bauart nach Fig. 12 und 13. Die Achsen der Zahnräder 7 wer den hier wieder von Schwenkstangen 15 ge tragen (vergl. Fig. 13). Die Keilnuten 9 sind aber nicht mehr in feste Speichen des Rades 10 eingearbeitet, sondern das Rad 10 trägt ebenfalls sechs Bolzen 18, die Schwenkarme 19 tragen, an deren freiem Ende die der Kraftübertragung dienenden Keilnuten 9 eingearbeitet sind. Jeder Schwenkarm 19 trägt an einem seitlichen Fortsatz 20 eine Rolle 21, die in einer Ringnut der Scheibe 22 geführt ist.
Die Scheibe 22 ist auf einem Exzenter ?3 fest gelagert, in dessen innerer Bohrung die Welle 3 läuft. Die Welle 3 und somit der Exzenter 23 sind wieder in dem Schwenkarm 16 gelagert. Die Zahn räder 7 greifen in zwei aussenverzahnte Räder 4, die mit der Welle 3 fest verbunden sind. Entsprechend umschliesst ein Ring 13 die Achsen der Zahnräder 7. Dadurch, da.ss die Scheibe 22 gegenüber der Welle 3 exzen trisch gelagert ist, wird erreicht, dass die in die Schwenkarme 19 eingearbeiteten Keil nuten verschiedenen Abstand von den zu gehörigen Reibungssperrscheiben 8 haben, je nach der relätiven Lage zu dem Exzenter 23.
Die Sperrung der Gesperre wird durch Steuern der Arme 19 vermittelst der Kreis nut in der feststehenden Exzenterscheibe -22 bewirkt. Eine Berührung zwischen Keilnut 9 und Reibungssperrscheibe 8 und damit eine Kraftübertragung ist immer nur für die jenige Reibungssperrscheibe möglich, die ge rade in Eingriff mit der zugehörigen Keil nut 9 ist. Die übrigen Reibungssperrscheiben liegen den zugehörigen Keilnuten nicht an und sind daher frei drehbar. Diese Kon struktion arbeitet im übrigen ganz analog den Konstruktionen nach Fig. 3, 4 und 10. 11.
Da zum Festhalten der R.eibungssperr- scheiben in den beiden Drehrichtungen des Getriebes ein und dieselben Keilnuten die nen, kann bei einem solchen Getriebe be liebiger urechsel der Kraftrichtung auf treten, ohne dass sich Störungen zeigen. Die Scheibe 11 braucht auch gegen das Rad 10 nicht mehr durch eine Feder verspannt zu werden, da sich die Scheiben infolge ge- \visser stets vorhandener Lagerreibung von selbst mit genügender Kraft in die Keil nuten 9 einlegen, wie Versuche gezeigt haben.
Bei der genannten Lagerreibung handelt es sich um die in den Lagern der relativ kleinen Zahnräder 7 auftretende, welche Reibun@@. weil diese Zahnräder verhältnismässig schnell laufen. auch relativ gross ist. Diese Reibung sucht die Reibungssperrscheiben um die Welle 3 bezw. die Scheibe 1.1 vorzudrehen und gewährleistet dadurch stets den genügen den Reibungssperrdruck.
Es bietet für Sonderzwecke gewisse Vor teile, an Stelle des Exzenters 23 und der Scheibe \?? einen Nocken mit entsprechenden Übertragungsgliedern zu verwenden. Es ist auch möglich, den Verstellbereich des Mer- setzungsverhältnisses wesentlich zu ver grössern, ja sogar eine Umkehr der Dreh richtung zu erzielen. durch Anordnung der Reibscheiben in mehreren Ebenen, aber trotz dem scheint es nicht möglich, das Getriebe auf diesem Wege für hohe Drehzahlen und grosse Leistungen weiter zu entwickeln. Ins besondere werden die auftretenden Massen kräfte zu gross.
Es ist daher notwendig, die Konstruktion so zu ändern, dass alle beweg ten Teile in möglichster Nähe der Welle eingeordnet sind.
Da. die Arbeitsweise eines so abgeänder ten Getriebes von der der bisher beschrie benen Bauarten etwas abweicht, soll sie vor erst in Fig. 14 an einer schematischen Zeich nung erläutert werden, die die kinematischen Zusammenhänge klar offenbart. Konstruk tiv ist die Zeichnung absichtlich nicht durch gearbeitet, weil dann der kinematische Zu sammenhang durch bauliche Einzelheiten verdeckt wird. Nachdem sie kinematisch dar- 1.estellt worden ist, wird in weiteren Zeich# ikkungen die Konstruktion beschrieben werden, Das treibende Rad 10 ist auf einen Stern mit drei Speichen reduziert.
Die Reibungs- sperrscheiben 8 sind in einer Scheibe 24 ge lagert, die drehbar ist. Die Welle des trei benden Sternes 10 ist gegen die Scheibe 2-% etwas exzentrisch gelagert, so dass immer nur eine der Reibungssperrscheiben B. und zwar die, die den geringsten Abstand vom Mittel punkt des ,Sternes hat, mit den zugehörigen Keilnuten 9 am Stern in Eingriff kommen kann.
In Fig.1.I ist dies die obere Rei- liungssperrscheibe, während die beiden un- t-e rn frei drehbar sind, da sie von den zu gehörigen Keilnuten 9 genügend Abstand haben, so dass keine Berührung und kein Festbremsen erfolgen kann.
Fest verbunden finit jeder Reibungssperrscheibe 8 ist wieder ein kleines Zahnrad "r. Dieses Zahnrad 7 kämmt jedoch nicht direkt mit dem an getriebenen Zahnrad 4, sondern es ist zwi schen Zahnrad 7 und Zahnrad -1 ein Diffe rentialgetriebe geschaltet.
Jedes dieser Differentiale besteht aus einem kleinen Zwischenrad 25 und einem innen und aussen verzahnten, frei drehbaren Ring. Die innere Verzahnung werde mit 26, die äussere mit<B>:27</B> bezeichnet. Die Verzah nung 27 kämmt mit dem getriebenen Zahn rad -l. Jedes Zahnrad 25 ist gelagert in einem uni die Achse des Zahnrades 7 schwenkbaren Hebel 28. Diese Hebel sind Winkelhebel. An ihrem andern Ende greift. je eine Pleuelstange 29 an. Die drei Pleuel stangen 29 sind drehbar gelagert um den Bolzen 30, der exzentrisch zur Scheibe 24 angeordnet ist. Der Bolzen 30 sitzt in einem Gleitstein 31, der in der am Gehäuse fest gelagerten Führung 32 verschiebbar ist.
Die Exzentrizität des Bolzens 30 kann durch Verschieben des Gleitsteines 31 verschieden gross eingestellt werden. Wenn die Scheibe 24 relativ zum Gehäuse rotiert, so führen die Winkelhebel 28 schwingende Bewegungen aus, deren Geschwindigkeit von der Grösse der Exzentrizität des Bolzens 30 abhängt.
Soweit die Reibungssperrscheiben frei be %veglich sind, in unserem Beispiel die beiden untern, wälzt das jeweils zugeordnete Zwischenzahnrad 25 bei der Bewegung des N-#rinkelhebels 28 auf der Verzahnung 26 ab; und die Geschwindigkeit des Winkelhebels \?8 wird umgesetzt in eine Rotationsschwin gung der zugeordneten Reibungssperrschei- ben B.
Wird aber eine Reibungssperrscheibe S. in unserem Fall die obere, festgehalten dadurch, da.ss sich der Stern 10 gegen sie legt, so ist das zugehörige Zahnrad 7 un- drehbar. Das Zwischenzahnrad 25 wälzt nun auf dem festgehaltenen Zahnrad 7 ab und überträgt seine Geschwindigkeit über die Verzahnungen 26 und 27 des frei drehbaren Ringes auf die Verzahnung des getriebenen Rades .I. Die Geschwindigkeit des getrie benen Rades 4 ist somit abhängig von der Schwin--bewegung des Hebels 28, die nach Grösse und Richtung durch Verstellen der Exzentrizität des Bolzens 30 verstellt wer den kann.
Somit kann auch das Über setzungsverhältnis des Getriebes durch Ver stellen der Exzentrizität des Bolzens 30 ver stellt werden.
Die Bauart des Getriebes nach Fig.l:l versagt jedoch, wenn die Drehzahl sehr stark ins langsame übersetzt werden soll, weil dann die Kraft, mit der sich die gerade in Sperrstellung befindliche Reibungssperr- scheibe in der Keilnut des Sternes zu drehen sucht, sehr viel schneller wächst, als die An pressungskraft zwischen dem Stern und der Reibungssperrscheibe. Denn die Kraft, mit der die Reibungssperrscheibe 8 sich zu drehen sucht, ist abhängig von dem Moment, das von dem Getriebe abgenommen wird und das bei einer Übersetzung ins langsame sehr gross werden kann.
Daher tritt bei dieser Bauart von einem bestimmten Übersetzungs verhältnis ab ein Durchrutschen der Rei- bungssperrscheiben ein, so dass diese Bauart nur für einen bestimmten Verstellbereioh des Übersetzungsverhältnisses verwendbar ist. Diese Nachteile werden vermieden durch die Bauart des Getriebes nach Fig.15, die eine kinematische Umkehrung des eben beschrie benen Getriebes darstellt. Bei dieser kinema tischen Umkehrung sind die meisten der ver wandten Teile mit denen der Fig. 4 identisch.
Da jedoch die Kraftrichtung umgekehrt ist, so da.ss die treibenden zu getriebenen und die getriebenen zu den treibenden Maschinen teilen werden, sollen diese Teile, soweit eine Gefahr der Verwechslung besteht, neue Be zeichnungen erhalten.
Bei dem Getriebe nach Fig.15 ist das treibende Zahnrad 33 (früher 4) mit der ver stellbaren Kurbel 34 durch ein hier nicht gezeichnetes Umkehrgetriebe derart verbun den, dass Kurbel und Zahnrad in entgegen gesetzter Richtung rotieren, was in der Figur durch entgegengesetzt gerichtete Drehpfeile P,_ und P_ angedeutet wird. Mit der Kurbel 34 fest verbunden und daher in gleichem Sinne umlaufend ist der punktiert gezeich nete Exzenter 35, auf dem der getriebene Stern 36 (früher 10) drehbar gelagert ist. Die Reibungssperrscheiben 8 sind wieder in der Scheibe 24 gelagert, die drehbar ist.
Die Differentiale sind ebenso ausgeführt wie bei dem Getriebe nach Fig. 14, nur führen jetzt die Pleuelstangen 29 von den Winkelhebeln 28 nach der verstellbaren Kurbel 34. Ebenso wie bei dem Getriebe nach Fig. 14 kann immer nur diejenige Reibungssperrscheibe 8 Kraft übertragen, von der der exzentrisch sitzende .Stern 36 den geringsten Abstand hat. Der Stern 36 und die Scheibe 24 drehen sich stets mit gleicher Geschwindigkeit, da sie stets durch eine der Reibungssperrscheiben 8 (nämlich die, die gerade in Eingriff ist) miteinander gekuppelt sind.
Die Geschwin digkeit, mit der.die Scheibe 24 bewegt wird. hängt ab von der Geschwindigkeit des trei benden Zahnrades 33, der sich jedoch infolge des zwischengeschalteten Differentialmecha nismus die Geschwindigkeit des Winkel hebels 28 überlagert. Da die Schwenk geschwindigkeit der Hebel 28 abhängig ist vom Radius der verstellbaren Kurbel 34, kann sie durch Verstellen dieser Kurbel ver schieden gross eingestellt werden, wodurch das Übersetzungsverhältnis verschieden gross eingestellt werden kann.
Durch die verschiedene Drehrichtung von Zahnrad 33 und Kurbel 34 wird für einen bestimmten Kurbelradius erreicht, dass der Stern 3,6. in Ruhe bleibt. Daher kann man mit diesem Getriebe aus der Ruhelage stoss los anfahren. Bei Verstellen des Radius der Kurbel 34 in geeignetem Sinne kann Um kehr der Drehrichtung des Sternes 36 erzielt werden.
Gegenüber der Bauart nach Fig. 11 hat die Bauart nach Fig. 15 den Vorteil, dass die Reibkraft zwischen der jeweiligen Scheibe 8 und dem Stern 36 in dem gleichen Masse wächst, wie das von dem Stern 36 ab genommene Drehmoment, da der Stern ja über die betreffende Scheibe 8 angetrieben wird.
Wie bereits erwähnt, stellen die Fig. 1.4 und 15 rein kinematische Zeichnungen dar, bei denen aus Gründen der Übersicht auf konstruktive Ausführungsmöglichkeit keine Rücksicht genommen wurde. Da das Ge triebe nach Fig. 15 in technischer Beziehung sehr viel günstiger ist als das Getriebe nach Fig.14, beschränkt sich die folgende kon struktive Darstellung auf ein Getriebe mit der in Fig. 15 entwickelten Kinematik. Die Kinematik und Arbeitsweise des Getriebes nach Fig. 16 bis 19 entspricht völlig der des Getriebes nach Fig.15,
doch sind hier di- Differentiale Kegelrad-Differentiale. Über haupt ist der Aufbau des Getriebes mit Rücksicht auf die Erzielung nur geringer Massenkräfte entworfen. Auch das Umkehr getriebe zwischen Kurbel 31 und Zahnrad<B>33</B> ist als Iiegelraclgetriebe ausgeführt, doch sind sowohl für das Umkehrgetriebe wie für die Differentiale andere Konstruktionen grundsätzlich möglich. Der Aufbau sei anhand des Längsschnittes (Fig. 16) be schrieben.
Die treibende Welle 2 ist als Hohlwelle ausgebildet. Mit ihr fest verbunden ist das Kegelrad 3 7 des Umkehrgetriebes, der Kurbelarm 34' und das Exzenter 35. Mit ihrem freien Ende ist die Welle 2 gelagert; in einer Bohrung der getriebenen Welle 3. Der wirksame Radius des Kurbelarmes 31' wird verstellt durch Längsbewegen der Ring muffe 38, in die eine Nase der Stange 39 eingreift, die über den Zwischenhebel 40 auf das Kurbellager 41 wirkt. Durch Längs bewegen des Kurbelsteines 41 auf dem schie fen Kurbelarm 34 kann der wirksame Kurbelradius und damit das Übersetzungs verhältnis verstellt werden.
Das Kegelrad 37 ist auf der Welle 2 mit einem Keil be festigt; es treibt die Umkehrräder 42, die sich um ortsfeste Bolzen 43 drehen. Die Umkehrräder 42 wirken auf das Kegelrad 41, das mit dem treibenden Zahnrad 33 fest verbunden ist. Zahnrad 33 und Kegelrad 44 sind gelagert auf der Büchse 45, clie um die Hohlwelle 2 drehbar ist. Mit der Verzah nung des Rades 33 kämmt die Verzahnung eines Rades 2"r, das mit dem Kegelrad 26 fest verbunden ist. Die Räder 26 und 2 7 sind drehbar belagert auf einem Hohlwellen ansatz des Hebels 28, der die Lagerbolzen für die Differentialkegelräder 25 trägt.
Diese kämmen auf der einen Seite mit dem Rad 26, auf der andern Seite mit einem Kegel rad 7, das mit der Reibungssperrscheibe 8 durch die Welle -16 fest verbunden ist, die in der Bohrung des Hebels 28 drehbar gelagert ist. Die Wellen 46 sind weiterhin gelagert in einem drehbaren Gehäuse 24, das die Funktion der Scheibe 24 in den Fig. 14 und 15 hat. Die einstellbare Schwenkgeschwin digkeit der Hebel 28 wird vermittelst der Differentialkegelräder 25 weiter geleitet, wie bereits vorhin dargelegt.
Die sechs Reibungs- sperrscheiben 8 (vergl. Fig. 19) arbeiten mit Keilnuten 9 des getriebenen Sternes 3 zu sammen, der durch Bolzen 47 mit der ge triebenen Welle 3 gekuppelt ist. Die Bol zen 47 ragen durch Löcher 48 des Sternes 36 und sind gross genug, um das durch das Exzenter 35 bewirkte Spielen des Sternes zuzulassen. Zur weiteren Darstellung der Konstruktion sind die Fig. 17, 18 und 19 gezeichnet, die Schnitte nach den Linien 17, 18 und 19 bedeuten.
In Fig.17 sind die Kegelräder 215 so gezeichnet, wie sie zweck mässigerweise angeordnet werden, während sie in Fig. 16 um zirka. 90 gedreht ge zeichnet sind, um den Kraftfluss zu zeigen. Gemäss Fig. 18 ist der schräge Kurbelarm 34' mit Keilnuten versehen, um die Reibung zwischen dem Kurbelarm 34' und dem Kurbelstein 41 so zu erhöhen, dass das Ge triebe sich nicht von selbst verstellen kann. In dieser Figur sind auch die Pleuelstangen 29 und die Gabelhebel 28 in ihrer relativen Lage zueinander erkennbar.
Endlich erkennt man aus Fig.19, dass nur eine Reibungs- sperrscheibe 8, nämlich die rechts oben, mit dem Stern 36 im Eingriff ist, während die übrigen fünf frei drehbar sind. Im Stern 36 sind die Bohrungen 48 mit den darin liegen den Kupplungsbolzen 47 zu erkennen. Natür lich kann auch jede andere Kupplung; die die Exzentrizität des Sternes 36 aufnimmt, verwendet werden. .
-Man kann natürlich auch, wie aus Fig. 20 hervorgeht, die Reibungssperrscheiben 8 mit Keilnuten versehen, in welchem Falle der Stern mit entsprechenden Keilrändern aus gebildet sein muss.
Es bietet gewisse Vorteile, die Reibungs- sperrscheiben 8 möglichst gross zu machen. Dies ist.. gut erreichbar, wenn man sie in min destens zwei Ebenen anordnet, --wie dies Fig. 2,1 und Fig. 22 schematisch zeigen.
Es ist zweckmässig, die Schmierung von der mittleren Welle ausgehend zu bewirken. Dann unterstützt die Zentrifugalkraft, die auf das in den Schmierkanälen des Gehäuses 24 befindliche 01 wirkt, den Ölumlauf.
Change gear with infinitely variable transmission ratio. Infinitely variable change gears, in which the power is transmitted by means of rigid bodies, are advantageously built using friction locks. The previously proposed designs of friction locks for this purpose could not be introduced into technology: either because they were subjected to excessive loads or their design was so complicated. that they gave rise to permanent operational disruptions.
The present invention is intended to remedy this problem.
The drawing illustrates Ausfüh approximately examples of the subject matter of the invention.
Fig.l. and ? represent a transmission according to the prior art up to now, namely Fig. a section according to Z-2 in Fil-. 1 and Fil-. 1 pin cut after 1-1 in I'ig. 3 and 4 show a transmission according to the invention in its simplest form,
3 is a section along 3-3 in FIG. 4 and FIG. 4 is a section along 4-4 in FIG. 3; FIG. 5 is a detail from FIG. 3 on a larger scale; FIG. Figures 6 and 7 relate to details of this transmission;
8 and 9 relate to other Ausfüh approximate forms of the friction lock; 10 and 11 show an improved embodiment of the transmission, namely FIG. 10 is a section according to 10-10 in FIG. 11 and FIG. 11 is a section according to 11-11 of FIG. 10;
13 and 13 show a further improved embodiment of the transmission, namely FIG. 12 is a section according to 12-1Z in FIG. 13 and FIG. 13 is a section according to 13-18 of FIG. 12; FIG. 14 is a schematic representation of a further transmission, and FIG. 15 is a similar representation in which the kinematics of the transmission according to FIG. 14 is reversed;
Fig.16, 17, 18 and 19 show the constructional expansion of the transmission according to Fig.15, namely Fig.16 is a longitudinal section of the same, Fig. 17 is a cross section according to 17-17, Fix. 18 shows a similar section according to 18-18 and FIG. 19 shows a cross section according to 19-19 in FIG. 16; FIG. 20 shows a friction locking disk with a wedge-shaped groove on the circumference; Fig. 21 and 22 show the arrangement of friction locks in two planes. The numbers that denote the cutting planes are drawn in gray in all figures.
To characterize the prior art, Fig.l and 2ein continuously variable change gearbox with Reibun s locks of known design. The disc 1 is firmly connected to the driving shaft 2 a related party. The driven shaft 3 (shown in dotted lines) carries the disk 4 firmly. In the disc 1 guide grooves 5 are arranged in a star shape. The friction jaws 6 are movable along these guide grooves.
The friction jaws 6 are pressed against the inner surface of the ring 4 'of the disk 4 by a suitable control mechanism of any kind, as long as they are in the area of the arc a indicated in FIG. Outside the arc a, they are lifted off the ring 4 '.
The circumferential speed of the ring 4 'is equal to the instantaneous speed of the respective abutting friction jaw 6. This instantaneous speed changes periodically during a revolution, but is sufficiently constant when passing through the arc. The instantaneous speed of a friction jaw 6 is equal to the angular speed of the driving shaft 2 multiplied with the respective distance between the friction jaw's considered 6 and the shaft z.
When going through the arc cc, this distance changes only slightly and can therefore be set approximately equal to the shortest distance a for rough considerations. This distance a can be adjusted to the large by adjusting the eccentricity h of the shaft 3 relative to the shaft 2. The angular speed of the ring 4 'and of the shaft 3 can thus be changed while the angular speed of the driving shaft remains constant. This also changes the transmission ratio between shafts \ 3 and 3.
Such a transmission, however, requires such a high contact pressure between the friction jaws and the ring 4 '. that great wear and tear and friction losses arise and the introduction of such gears into technology was not possible, please include.
According to the invention the Rei friction jaws 6 are now replaced by self-locking friction lock.
The insertion of such a friction lock into a change gear, the operation of which is otherwise analogous to that of the transmission according to FIGS. 1 and 2, are shown in FIGS. 3 and 4. The gears of the friction lock are marked with 7, the friction lock disks with 8 be. The latter can engage in keyways 9, which are incorporated into the spokes of the driving wheel 10, between which the discs 8 are located. The driven pulley 4 carries two internal ring gears that mesh with the gears 7 of the friction lock.
The axes of the gears 7 who are guided in the grooves 5 of the guide disc 11. As long as the wheels 7 are freely rotatable, they can not transfer any forces to the disc 4 because they can roll along the latter. However, if they are braked, the teeth of the gear wheels 7 act as drivers with respect to the gear rings of the disk 4.
Analogous to the transmission according to Fig.1. the gearwheels 7 are now braked when passing through the arc a in such a way that they remain displaceable along the grooves 5, but cannot rotate about their own axis relative to the guide disk 11. The wheels 7 are fixed by fixing the disks 8 connected to them, the edge of which is expediently wedge-like; is pointed. The power is transmitted from the driving shaft to the wheel 10, which is firmly connected to it by a wedge.
The wheel 10 acts in each case on one of the friction locking disks 8 through one of the keyways 9. Since the ratios are chosen so that the friction of the respective working disk 8 in the keyway 9 prevents this disk from rotating, the wheels take the disk 4 by means of il @ rer gears with. By suitable choice of the wedging surfaces of the disks 8 and grooves 9 and the proportion between these disks and the associated gears 7 can easily be achieved -erden self-locking, which is necessary for proper Ar work of such a transmission.
While the wheel 10 is only used to transmit power, the axes of the gear wheels 7 are guided by the grooves 5 of the disk 11, which is rotatably mounted on the shaft. Thus, the necessary contact between the respective shafts for power transmission Friction locking disk 8 and the keyway 9 is guaranteed, the wheel 10 is braced with the disk 11 by the tension spring 1?
If the bracing; the wheels would not be provided by the tension spring 12, then it could happen that none of the friction locking disks 8 ever Weil with the one keyway 9 in contact or respectively. would come into strong enough contact and the transmission would idle. As can be seen from Fig.3. c @ rwcitern the spaces between the Spei chen according to the circumference of the wheel 10.
This ensures that only that disc 8 can rest against one of the splines 9 incorporated into the spoke, ilie the shaft? is closest, while the others are freely rotatable. This friction lock disc also takes over the transmission of force from the shaft? Via the llad <B> 10 </B> to the disk 4 and thus to the shaft Analogous to the gearbox according to Fig. 1, the transmission ratio is changed by
that the eccentricity of shaft 3 is adjusted relative to shaft 2. This changes the speed of the friction lock that is currently engaged and thus also the transmission ratio. The axes of the gears 7 who passed through the ring 13, whereby it is achieved that the ring gears of the disc 4 and the gears 7 always remain in a grip.
Fig. 5 shows a detail from Fig. 3 on a larger scale, Fig. 6 shows the engagement of a friction lock disc in a spoke of the wheel 10. Fig. 7 shows the friction lock disc assembly. It is also possible to use friction locking disks according to FIG. 8 with two wedge edges.
If, according to FIG. 9, the circumference of the friction locking disk 8 is made strongly convex, then nothing changes in the function. There is then only contact instead of two narrow conical surfaces.
In order to increase the smoothness of the gear, the number of friction locks can be selected to be greater than that shown. With this, as with all the other constructions described here, it is basically possible to reverse the direction of the force, that is, to make the driven shaft the driving shaft and the driving shaft the driven one. The construction indicated in Figures 3 and 4 is suitable because of the large friction of the axes of the gears 7 in the grooves 5 BEZW. their sliding blocks in the grooves 5 only for low-speed gears.
A progress in this direction shows the construction of Fig. 10 and 11. Instead of the straight guidance in grooves, the path of the axes of the toothed wheels 7 and thus the friction locking disks 8 relative to the disc 11 is circular arc-shaped, namely here the groove guide he sets through a free lever path, which means that there is only very little friction. The disk 11 carries six bolts 14, around .the one guide rod 15 is pivotally mounted. Accordingly, the Spei surfaces of the wheel 10 with the keyways 9 are curved in a circular arc. The mode of operation of the transmission corresponds completely to that of the transmission according to FIGS. 3 and 4.
To adjust the transmission ratio, the eccentricity of the shaft 3 with respect to shaft 2 is changed again, namely the shaft 3 is mounted in a pivotable arm 16 which can be moved around the fixedly mounted bolt 17.
The embodiment of the transmission according to FIGS. 3 and 4 as well as FIGS. 10 and 11 have the disadvantage that when changing the direction of force difficulties respectively. Disadvantages occur in that the friction locking disks, in order to be able to rest against the opposite spoke, have to travel a certain distance under greater tension of the spring 12. During this time, power transmission is not possible in any direction, the transmission releases, then engages with a jolt, causing noise and damage.
The described shortcomings who the remedied by the design according to Fig. 12 and 13. The axes of the gears 7 who wear the here again from pivot rods 15 ge (see. Fig. 13). The keyways 9 are no longer incorporated into the fixed spokes of the wheel 10, but the wheel 10 also carries six bolts 18 which carry pivot arms 19, at the free end of which the keyways 9 serving for power transmission are incorporated. Each swivel arm 19 carries a roller 21 on a lateral extension 20 which is guided in an annular groove in the disk 22.
The disk 22 is fixedly mounted on an eccentric 3, in the inner bore of which the shaft 3 runs. The shaft 3 and thus the eccentric 23 are again supported in the pivot arm 16. The toothed wheels 7 engage two externally toothed wheels 4 which are firmly connected to the shaft 3. Accordingly, a ring 13 surrounds the axes of the gears 7. Because the disk 22 is eccentrically mounted with respect to the shaft 3, it is achieved that the wedge grooves incorporated in the pivot arms 19 have different distances from the associated friction locking disks 8, depending on the relative position to the eccentric 23.
The locking of the locking mechanism is effected by controlling the arms 19 by means of the circular groove in the fixed eccentric disk -22. A contact between the keyway 9 and the friction lock washer 8 and thus a power transmission is only possible for the friction lock disc that is in engagement with the associated keyway 9. The remaining friction locking disks do not rest on the associated keyways and are therefore freely rotatable. This con struction works quite analogously to the rest of the constructions according to FIGS. 3, 4 and 10.11.
Since one and the same keyways are used to hold the friction lock disks in both directions of rotation of the gear, any calculation of the direction of force can occur in such a gear without any malfunctions. The disk 11 also no longer needs to be tensioned against the wheel 10 by a spring, since the disks insert themselves into the wedge grooves 9 with sufficient force due to certain constant bearing friction, as tests have shown.
The bearing friction mentioned is that which occurs in the bearings of the relatively small gears 7, which friction occurs. because these gears run relatively fast. is also relatively large. This friction seeks the friction locking disks to the shaft 3 BEZW. To turn the disc 1.1 forward and thus always ensure sufficient friction locking pressure.
It offers certain advantages for special purposes, instead of the eccentric 23 and the disc \ ?? to use a cam with appropriate transmission members. It is also possible to increase the adjustment range of the reduction ratio significantly, and even to achieve a reversal of the direction of rotation. by arranging the friction disks in several planes, but in spite of this it does not seem possible to further develop the transmission in this way for high speeds and high outputs. In particular, the mass forces that occur are too great.
It is therefore necessary to change the design so that all moving parts are as close as possible to the shaft.
There. the operation of such a modified transmission differs slightly from that of the previously described enclosed types, it should be explained before only in Fig. 14 in a schematic drawing that clearly reveals the kinematic relationships. In terms of design, the drawing is deliberately not fully worked out because the kinematic context is then hidden by structural details. After it has been shown kinematically, the construction will be described in further drawings. The driving wheel 10 is reduced to a star with three spokes.
The friction lock disks 8 are mounted in a disk 24 which is rotatable. The shaft of the driving star 10 is slightly eccentric against the disc 2-%, so that only one of the friction locking discs B., namely the one that has the smallest distance from the center of the star, with the associated keyways 9 on the star can come into action.
In FIG. 1.I this is the upper friction lock disc, while the two lower ones are freely rotatable, since they have sufficient distance from the associated keyways 9 so that no contact and no stalling can take place.
Firmly connected to each friction locking disk 8 is again a small gear "r. This gear 7 does not mesh directly with the driven gear 4, but there is a differential gear connected between gear 7 and gear -1.
Each of these differentials consists of a small intermediate gear 25 and an internally and externally toothed, freely rotatable ring. The inner toothing is designated with 26, the outer with <B>: 27 </B>. The toothing 27 meshes with the driven gear wheel -l. Each gear wheel 25 is mounted in a lever 28 which can be pivoted uni the axis of the gear wheel 7. These levers are angle levers. At the other end it takes hold. one connecting rod 29 each. The three connecting rods 29 are rotatably mounted around the bolt 30, which is arranged eccentrically to the disk 24. The bolt 30 is seated in a sliding block 31 which can be displaced in the guide 32 which is fixedly mounted on the housing.
The eccentricity of the bolt 30 can be adjusted to different sizes by moving the sliding block 31. When the disk 24 rotates relative to the housing, the angle levers 28 execute oscillating movements, the speed of which depends on the size of the eccentricity of the bolt 30.
Insofar as the friction locking disks are free, in our example the two below, the respectively assigned intermediate gear 25 rolls on the toothing 26 when the N-angle lever 28 is moved; and the speed of the angle lever \? 8 is converted into a rotational oscillation of the associated friction locking disks B.
If, however, a friction locking disk S. in our case is the upper one, held in place by the fact that the star 10 lies against it, the associated gear wheel 7 cannot rotate. The intermediate gear 25 now rolls on the fixed gear 7 and transmits its speed via the teeth 26 and 27 of the freely rotatable ring to the teeth of the driven wheel .I. The speed of the driven wheel 4 is therefore dependent on the oscillating movement of the lever 28, which can be adjusted in terms of size and direction by adjusting the eccentricity of the bolt 30.
Thus, the transmission ratio of the transmission can be adjusted by Ver adjust the eccentricity of the bolt 30 is ver.
The design of the gearbox according to Fig.l: l fails, however, if the speed is to be translated very strongly into slow, because then the force with which the friction lock disc currently in the locked position tries to turn in the keyway of the star is very great grows much faster than the pressure force between the star and the friction lock disc. This is because the force with which the friction locking disk 8 tries to rotate is dependent on the moment that is taken from the transmission and which can be very large when the ratio is slowed down.
Therefore, with this design, from a certain transmission ratio onwards, the friction locking disks slip through, so that this design can only be used for a specific adjustment range of the transmission ratio. These disadvantages are avoided by the design of the transmission according to FIG. 15, which represents a kinematic reversal of the transmission just described. In this kinematic inversion, most of the ver related parts are identical to those of FIG.
However, since the direction of the force is reversed, so that the driving machines will share and the driven machines will divide into the driving machines, these parts should be given new names if there is a risk of confusion.
In the transmission according to FIG. 15, the driving gear 33 (previously 4) is connected to the adjustable crank 34 by a reversing gear (not shown here) in such a way that the crank and gear rotate in the opposite direction, which is indicated in the figure by arrows pointing in opposite directions P, _ and P_ is indicated. With the crank 34 firmly connected and therefore revolving in the same sense is the dotted gezeich designated eccentric 35 on which the driven star 36 (previously 10) is rotatably mounted. The friction locking disks 8 are again mounted in the disk 24, which is rotatable.
The differentials are designed in the same way as in the gearbox according to FIG. 14, except that the connecting rods 29 now lead from the angle levers 28 to the adjustable crank 34. As with the gearbox according to FIG. 14, only that friction lock disc 8 can transmit power from which the eccentrically seated star 36 has the smallest distance. The star 36 and the disk 24 always rotate at the same speed, since they are always coupled to one another by one of the friction locking disks 8 (namely the one which is currently in engagement).
The speed with which the disk 24 is moved. depends on the speed of the driving gear 33, which, however, as a result of the intermediate differential mechanism, the speed of the angle lever 28 superimposed. Since the pivoting speed of the lever 28 is dependent on the radius of the adjustable crank 34, it can be set differently large by adjusting this crank, whereby the transmission ratio can be set to different sizes.
Due to the different directions of rotation of gear 33 and crank 34 it is achieved for a certain crank radius that the star 3.6. remains in peace. Therefore, with this gearbox, you can start off smoothly from the rest position. When adjusting the radius of the crank 34 in a suitable sense, the direction of rotation of the star 36 can be reversed.
Compared to the design according to FIG. 11, the design according to FIG. 15 has the advantage that the frictional force between the respective disk 8 and the star 36 increases to the same extent as the torque taken from the star 36, since the star is over the disc 8 in question is driven.
As already mentioned, FIGS. 1.4 and 15 represent purely kinematic drawings in which, for reasons of clarity, no consideration has been given to the possibility of constructive implementation. Since the transmission according to FIG. 15 is technically much cheaper than the transmission according to FIG. 14, the following constructive representation is limited to a transmission with the kinematics developed in FIG. The kinematics and mode of operation of the transmission according to FIGS. 16 to 19 correspond completely to those of the transmission according to FIG. 15,
but here di-differentials are bevel gear differentials. In general, the structure of the gearbox is designed with a view to achieving low inertia forces. The reverse gear between crank 31 and gear <B> 33 </B> is also designed as a Iiegelracl gear, but other designs are basically possible for both the reverse gear and the differentials. The structure is based on the longitudinal section (Fig. 16) be written.
The driving shaft 2 is designed as a hollow shaft. The bevel gear 3 7 of the reverse gear, the crank arm 34 'and the eccentric 35 are firmly connected to it. The shaft 2 is supported by its free end; in a bore of the driven shaft 3. The effective radius of the crank arm 31 'is adjusted by longitudinally moving the ring sleeve 38 into which a nose of the rod 39 engages, which acts on the crank bearing 41 via the intermediate lever 40. By longitudinally moving the crank block 41 on the schie fen crank arm 34, the effective crank radius and thus the translation ratio can be adjusted.
The bevel gear 37 is fastened on the shaft 2 with a wedge BE; it drives the reversing wheels 42, which rotate around fixed bolts 43. The reversing gears 42 act on the bevel gear 41, which is firmly connected to the driving gear 33. Gear 33 and bevel gear 44 are mounted on bushing 45, which can be rotated about hollow shaft 2. The teeth of a wheel 33 mesh with the teeth of a wheel 2 ″ r, which is firmly connected to the bevel gear 26. The wheels 26 and 27 are rotatably mounted on a hollow shaft attachment of the lever 28, which carries the bearing pins for the differential bevel gears 25 .
These mesh on one side with the wheel 26, on the other side with a conical wheel 7, which is firmly connected to the friction lock disc 8 by the shaft -16, which is rotatably mounted in the bore of the lever 28. The shafts 46 are further supported in a rotatable housing 24 which has the function of the disk 24 in FIGS. 14 and 15. The adjustable pivot speed of the lever 28 is passed on by means of the differential bevel gears 25, as already explained above.
The six friction lock disks 8 (see FIG. 19) work together with keyways 9 of the driven star 3, which is coupled to the driven shaft 3 by bolts 47. The Bol zen 47 protrude through holes 48 of the star 36 and are large enough to allow the play of the star caused by the eccentric 35. To further illustrate the construction, FIGS. 17, 18 and 19 are drawn, which mean sections along lines 17, 18 and 19.
In FIG. 17 the bevel gears 215 are drawn as they are expediently arranged, while in FIG. 16 they are approx. 90 rotated ge are drawn to show the power flow. According to FIG. 18, the inclined crank arm 34 'is provided with keyways in order to increase the friction between the crank arm 34' and the crank block 41 in such a way that the transmission cannot adjust itself. In this figure, the connecting rods 29 and the fork levers 28 can also be seen in their relative position to one another.
Finally, it can be seen from FIG. 19 that only one friction lock disc 8, namely the one at the top right, is in engagement with the star 36, while the remaining five are freely rotatable. In the star 36, the bores 48 with the coupling bolts 47 located therein can be seen. Of course, any other coupling can also be used; which takes up the eccentricity of the star 36 can be used. .
Of course, as can be seen from FIG. 20, the friction locking disks 8 can also be provided with keyways, in which case the star must be formed with corresponding wedge edges.
It offers certain advantages to make the friction lock disks 8 as large as possible. This can be easily achieved if they are arranged in at least two levels, as shown schematically in FIGS. 2, 1 and 22.
It is advisable to effect the lubrication from the central shaft. Then the centrifugal force, which acts on the oil located in the lubrication channels of the housing 24, supports the oil circulation.