Notorischer Antrieb mittels Reibradgetriebe. Die Erfindung betrifft einen motorischen Antrieb mittels Reibradgetriebe nach dem Patentanspruch des Hauptpatentes, wobei das Abtriebsreibrad auf ein Ritzel treibt, das auf einem Schwingarm sitzt und frei um die Achse eines ortsfesten Rades schwingt und in dessen Zahnkranz eingreift, wobei durch den Rückdruck der beiden Zahnräder der Anpressdruck zwischen den beiden Reib rädern erzeugt wird.
Es wurde festgestellt, dass elastische oder nachgiebige Glieder im Übertragungsgetriebe nicht vorhanden sein dürfen, wenn man ein einwandfreies Arbei ten des Getriebes und einen kräftigen Anpress- druck zwischen den Reibrädern erzielen will.
Die im Hauptpatent beschriebenen Ge triebe stellen nur eine bestimmte Ausfüh rungsmöglichkeit dar. Die gleiche Wirkung lässt sich, wie eingehende Versuche ergeben haben, allgemein auch dann erreichen, wenn nach der zusätzlichen Erfindung das Ab triebsreibrad mit der Achse des frei um die Welle des ortsfesten Rades schwingenden Ritzels unnachgiebig, z. B. durch Zahn-, Schrauben.- oder Schneckenräder, gekuppelt wird, so zwar, dass letzteres nicht koachsial zu ersterem liegt.
Bei derartigen Getrieben lässt sich auch eine bestimmte Vorschrift für die Drehrichtung des Getriebes geben, die massgebend ist, wenn der erhöhte Anpress- druck und damit das gute Arbeiten des Ge triebes erreicht werden sollen.
Zur näheren Erläuterung des Gegenstan des der zusätzlichen Erfindung wird auf die anliegende Zeichnung verwiesen, in der teils bekannte, teils neue Ausführungsformen dar gestellt sind.
Fig. 1 bis 4 erläutern die verschiedenen Ausführungsmöglichkeiten des Antriebes nach dem Hauptpatent; Fig. 5 bis 11 stellen verschiedene bei spielsweise Ausführungsmöglichkeiten des Antriebes nach der zusätzlichen Erfindung dar.
Beim Getriebe nach Fig. 1 geht der An trieb von der Welle 1 aus, die eine Reib scheibe 2 in der durch einen Pfeil bezeichne ten Richtung antreibt. Die Abtriebsreib- scheibe d steht mit einem Ritzel 4 in fester Verbindung; das von einem Schwingarm 5 geführt wird und in die Zähne des auf der Abtriebswelle 6 sitzenden Rades 7 eingreift. Die Darstellung in Fig. 1 veranschaulicht ein einstufiges Getriebe.
Ersetzt man die Reib scheibe 2 durch eine kegelförmige Reib scheibe 2' und bildet man die Abtriebs reibscheibe 3' entsprechend aus, so kommt man zum stufenlosen Reibradgetriebe, bei dem durch Achsialverschiebung der Antriebs welle 1, z. B. mittels Zahnstange 8 und Zahn rad 9, verschiedene Übertragungsgeschwin digkeiten von der gleichlaufenden Antriebs welle 1 auf die Abtriebswelle 6 übertragen werden können.
Fig. 2 zeigt eine schematische Seiten ansicht zu Fig. 1, aus der insbesondere die zu wählenden Umlaufrichtungen zu erkennen sind, damit man am Schwingarm 5 einen Rückdruck Z zwischen den Zahnrädern 4 und 7 erhält, der als Anpressdruck P an die Be rührungsstelle zwischen der Antriebsreib scheibe 2 und der Abtriebsreibscheibe 3 über tragen wird. Fig. 3 zeigt im schematischen Längsschnitt und Fig. 4 in schematischer Seitenansicht im Prinzip das gleiche Ge triebe, nur steht das Ritzel 4, welches sich auf der gleichen Achse befindet wie die Ab triebsreibscheibe 3, mit einem Aussenrad 7' mit Innenverzahnung in Eingriff. Es ergibt sich daraus eine Umkehr der Bewegung des Abtriebsreibrades 3 gegenüber der Ausfüh rung nach Fig. 1 und 2.
Der Schwingarm 5 ist in diesem Falle zwischen die Abtriebs reibscheibe 3 und das Ritzel 4 verlegt worden.
Statt der aus dem Hauptpatent bekannten Anordnung von Abtriebsreibscheibe 3 und Ritzel 4 auf der gleichen Achse können nun günstige Anpressdrücke auch mit Anordnun gen erzielt werden, bei denen das Abtriebs reibrad mit der Achse des frei um die Achse (6) des ortsfesten Rades (7) schwingenden Ritzels unnachgiebig, z. B. durch Zahnräder, gekuppelt ist, so zwar, dass Abtriebsrad und Ritzel nicht. mehr koachsial zueinander an geordnet sind. Solche Ausführungen sind in den Fig. 5 bis 10 veranschaulicht. Fig. 5 zeigt in schematischer Darstellung, dass zwi schen die Abtriebsreibscheibe 3 und das frei um die Welle 6 des ortsfesten Rades 7 schwingende Ritzel 4 eine Räderkette gelegt ist, die im gezeichneten Beispiel aus den Zwischenrädern 10 und 11 besteht.
Sämtliche vier Räder 7, 4, 10, 11 sind an einem ge meinsamen Schwingarm 12 gelagert. Bei den in Fig. 5 eingetragenen Umlaufrichtungen ergeben sich Zahndrücke Z zwischen Rad 7 und Ritzel 4, Z' zwischen Ritzel 4 und Rad 10 und Z" zwischen den beiden Zwischen- rädern 10 und 11. Alle diese Zahndrücke werden über den gemeinsamen Schwingarm 12 auf die Achse der Abtriebsreibscheibe übertragen und wirken sich als Anpressdruck P an der Anlagestelle zwischen Antriebsreib scheibe 2 und Abtriebsreibscheibe 3 aus.
Es ist zu ersehen, dass Fig. 5 keine be sonders günstige Kraftausnützung darstellt, denn der Zahndruck Z' wirkt in umgekehrter Richtung wie die Zahndrücke Z und Z". Es wird sich demnach an der Anlagestelle zwi schen den beiden Reibrädern ein Anpress- druck P einstellen, der sich, abgesehen von den verschiedenen Hebelarmen, an denen die Zahndrücke angreifen, ungefähr aus Z -i-- Z" - Z' ergibt.
Will man eine günstigere Ausnutzung haben, so muss man die Zahndrücke so ver legen, dass das ungünstigste Moment, welches sich aus dem Zwischendruck Z' ergibt, ver mindert wird. Fig. 6 zeigt eine Anordnung, wie ein erhöhter Anpressdruck P zwischen Antriebsreibscheibe 2 und Abtriebsreibscheibe 3 erzielt werden kann. Die zusätzlichen Zahn räder 11 und 10 sind aus der, gemeinsamen Verbindungsebene zwischen Rad 7 und Ritzel 4 herausgerückt.
Noch günstiger werden die Verhältnisse, wenn man diese Herausrückung noch mehr vergrössert. Fig. 7 zeigt zum Beispiel eine Anordnung, bei der sämtliche Zahndrücke Z, Z' und Z" im gleichen Sinne drehende Mo mente um die Abtriebswelle 6 erzeugen, so dass also in diesem Falle ein Maximum von Anpressdruck P zwischen Antriebsreibscheibe 2 und Abtriebereibscheibe 3 erzielt werden kann.
Während die Fig. 5 bis 7 die Anordnung der ganzen Räderkette an einem gemeinsamen Schwingarm 12 zeigen, gibt Fig. 8 eine An ordnung wieder, bei der die starre Kupplung zwischen Ritzel 4 und Abtriebsreibscheibe 3 über ein einziges Zwischenrad 13 erfolgt, das an einem Schwingarm 14 gelagert ist, der um die Achse 15 des Ritzels 4 ausschwingen kann. Bei den eingezeichneten Drehrichtungen ergeben sich dabei Zahndrücke Z und Z', die beide über den Schwingarm 14 auf die Achse der Abtriebsscheibe 3 übertragen werden.
An diesem Schwingarm 14 setzen sich die Kräfte Z und Z' zu einer Resultierenden zusammen, die dann den Anpressdruck P zwischen An triebsreibscheibe 2 und Abtriebsreibscheibe 3 ergibt. In diesem Falle kann das Kupplungs rad 13 zwischen Ritzel 4 und Abtriebsreib scheibe 3 eine Schwingbewegung nicht nur um die Achse 15 des Ritzels 4, sondern auch um die Welle 6 des Rades 7 vollführen. Man hat infolgedessen eine völlig freie Einstell möglichkeit der Abtriebsreibscheibe 3 gegen über der Antriebsreibscheibe 2 und infolge dessen auch ein Höchstmass an Ausnützung der Rückdrücke aus den Zahnrädern für den Anpressdruck P.
Ist man sich über das Wesen des Ent stehens des Anpressdruckes P aus beiden Rückdrücken Z und Z' beim Getriebe nach Fig. 8 klar, dann kann man die völlig freie Führung des Kupplungsrades 3 auch durch eine erzwungene Führung ersetzen, die bei spielsweise durch den in Fig. 9 gezeichneten Lenker 16 oder durch den gestrichelt gezeich neten Lenker 16' herbeigeführt wird. Jeder dieser Lenker schwingt natürlich um eine feste Achse 17 bezw. 18. Es ist zu erkennen, dass die gewählte Führung eine freie Über- tragung der zwischen den Zahnrädern ent stehenden Rückdrücke auf die Anlagestelle zwischen Antriebsreibscheibe und Abtriebs reibscheibe ermöglicht.
Genau das Gleiche erreicht man, wenn man statt der in Fig. 9 gezeichneten Lenker führungen andere Führungen anwendet, zum Beispiel die in Fig. 10 angenommene feste Führung 19 für den Zapfen 20 des Zwischen- oder Kupplungsrades 13. Bei allen bisher beschriebenen Getrieben waren zur unnachgiebigen Kupplung des Ab triebsreibrades mit dem Ritzel Zahnräder zur Anwendung gekommen.
In gleich günstiger Weise lassen sich jedoch zwischen das frei um die Welle 6 des Rades 7 schwingende Ritzel 4 und :die Abtriebsreibscheibe 3 auch andere Rädergetriebe einschalten, z. B. Schrauben- oder Schneckenräder. Fig. 11 zeigt eine Anordnung, bei der die Abtriebs reibscheibe 3 mit einem Schneckenrad 21 auf der gleichen Achse 20 vereinigt ist.
Mit dem Schneckenrad 21 .steht .die Schnecke 22 in Eingriff, die ihre Bewegung über Kegel räder 23 und 24 auf das Ritzel 4 überträgt. In diesem Falle entsteht bei den gewählten Drehrichtungen in der Ebene der Reib scheiben ein. Rückdruck Z zwischen Rad 7 und Ritzel 4 und ein Rückdruck Y zwischen Schnecke 22 und Schneckenrad 21.
Beide zu sammen ergeben den Anpressdruck P der Ab triebsreibscheibe 3 an die diesmal ausserhalb der Abtriebsreibscheibe 3 angeordnete An triebsreibscheibe 2.
Beachtet man die in die Figuren ein getragenen Drehrichtungen, so erkennt man, dass für die Wahl der richtigen Drehrich tungen bestimmte Regeln gelten. In allen den Fällen, in denen das ortsfeste Rad mit Aussenverzahnung versehen ist, muss die Um laufrichtung des, Abtrieb Treibrades im .Sinne der Wanderbewegung gewählt werden, die bei festgehaltenem ortsfesten Rad die Ab triebsreibscheibe durchzuführen versucht. In Fig.
5 zum Beispiel ist für die Abtriebsreib- scheibe 3 eine im Sinne des Uhrzeigers ver laufende Drehrichtung angenommen. Wird hierbei das Rad 7 festgehalten gedacht, so hat diese Bewegung zur Folge, dass sich das dem Rad 7 zunächstliegende Ritzel 4 im Sinne der Uhrzeigerbewegung auf dem fest gehaltenen Rad abzurollen sucht.
Da sämt liche Achsen der Räder im Falle der Fig. 5 mit dem gemeinsamen Schwingarm 12 ver bunden sind, erstreckt sich diese Wander bewegung bei festgehaltenem Rad auch auf die übrigen. Räder 10 und 11. Der rechts drehenden Wanderbewegung entspricht also die rechts drehende bezw. im Sinne des Uhr zeigers verlaufende Drehung der Abtriebs reibscheibe. Genau die gleiche Regel gilt für die übrigen Ausführungen nach Fig. 6 bis 11.
Wird dagegen das ortsfeste Rad, wie in Fig. 3 dargestellt, mit Innenverzahnung ver sehen, so tritt eine Umkehr in der Wander bewegung ein. Bei ortsfesten Rädern mit Innenverzahnung muss demnach die Umlauf richtung des Abtriebsreibrades entgegen gesetzt zum Sinne der Wanderbewegung bei festgehaltenem Rad bezw. festgehaltener Ab triebswelle gewählt werden, wenn man einen ausreichenden Anpressdruck und damit ein gutes Arbeiten des Getriebes erzielen will.
Notorious drive by means of friction gear. The invention relates to a motor drive by means of friction gear according to the patent claim of the main patent, wherein the output friction wheel drives a pinion that sits on a swing arm and swings freely around the axis of a stationary wheel and engages in its ring gear, the back pressure of the two gears Contact pressure is generated between the two friction wheels.
It was found that elastic or flexible links must not be present in the transmission gearbox if the gearbox is to work properly and a strong contact pressure between the friction wheels is to be achieved.
The gear described in the main patent Ge are only a certain Ausfüh approximate possibility. The same effect can, as detailed tests have shown, generally also achieved when, according to the additional invention, the drive friction wheel with the axis of the freely around the shaft of the stationary wheel vibrating pinion relentlessly, e.g. B. is coupled by toothed, screw or worm wheels, so that the latter is not coaxial to the former.
In the case of transmissions of this type, a certain rule can also be given for the direction of rotation of the transmission, which is decisive if the increased contact pressure and thus the good operation of the transmission are to be achieved.
For a more detailed explanation of the subject of the additional invention, reference is made to the accompanying drawing, in which some known, some new embodiments are provided.
1 to 4 explain the various possible embodiments of the drive according to the main patent; Fig. 5 to 11 show different in example embodiments of the drive according to the additional invention.
In the transmission according to Fig. 1, the drive goes from the shaft 1, which drives a friction disc 2 in the denote by an arrow th direction. The output friction disk d is firmly connected to a pinion 4; which is guided by a swing arm 5 and engages the teeth of the wheel 7 seated on the output shaft 6. The representation in Fig. 1 illustrates a single-stage transmission.
If the friction disc 2 is replaced by a conical friction disc 2 'and if the output friction disc 3' is formed accordingly, then one comes to the continuously variable friction gear, in which the drive shaft 1, z. B. by means of rack 8 and gear wheel 9, different transmission speeds from the synchronous drive shaft 1 to the output shaft 6 can be transmitted.
Fig. 2 shows a schematic side view of Fig. 1, from which in particular the directions of rotation to be selected can be seen so that a back pressure Z between the gears 4 and 7 is obtained on the swing arm 5, which is applied as the contact pressure P to the contact point between the Drive friction disk 2 and the output friction disk 3 will carry over. Fig. 3 shows in a schematic longitudinal section and Fig. 4 in a schematic side view in principle the same Ge gear, only the pinion 4, which is on the same axis as the drive friction disc 3, is in engagement with an external gear 7 'with internal teeth. This results in a reversal of the movement of the driven friction wheel 3 compared to the execution according to FIGS. 1 and 2.
The swing arm 5 has been moved between the output friction disk 3 and the pinion 4 in this case.
Instead of the arrangement of the output friction disk 3 and pinion 4 on the same axis, which is known from the main patent, favorable contact pressures can now also be achieved with arrangements in which the output friction wheel is freely connected to the axis (6) of the stationary wheel (7) vibrating pinion relentlessly, e.g. B. is coupled by gears, so that the output gear and pinion are not. are arranged more coaxially to one another. Such embodiments are illustrated in FIGS. 5 to 10. Fig. 5 shows in a schematic representation that between tween the output friction disk 3 and the pinion 4 swinging freely around the shaft 6 of the stationary wheel 7, a wheel chain is placed, which consists of the intermediate wheels 10 and 11 in the example shown.
All four wheels 7, 4, 10, 11 are mounted on a common swing arm 12. The directions of rotation shown in FIG. 5 result in tooth pressures Z between wheel 7 and pinion 4, Z 'between pinion 4 and wheel 10 and Z ″ between the two intermediate wheels 10 and 11. All these tooth pressures are generated via the common swing arm 12 transmit the axis of the output friction disk and act as contact pressure P at the contact point between drive friction disk 2 and output friction disk 3.
It can be seen that FIG. 5 does not represent a particularly favorable utilization of force, because the tooth pressure Z 'acts in the opposite direction to the tooth pressures Z and Z ". Accordingly, a contact pressure P will be created at the contact point between the two friction wheels set, which, apart from the various lever arms on which the tooth pressures act, results approximately from Z -i-- Z "- Z '.
If you want to have a more favorable utilization, you have to relocate the tooth pressures so that the most unfavorable moment, which results from the intermediate pressure Z ', is reduced. Fig. 6 shows an arrangement how an increased contact pressure P between drive friction disk 2 and output friction disk 3 can be achieved. The additional toothed wheels 11 and 10 are moved out of the common connecting plane between wheel 7 and pinion 4.
The situation becomes even more favorable if this offset is increased even more. Fig. 7 shows, for example, an arrangement in which all tooth pressures Z, Z 'and Z "generate rotating Mo elements around the output shaft 6 in the same sense, so that in this case a maximum of contact pressure P between drive friction disk 2 and output disk 3 is achieved can be.
While Figs. 5 to 7 show the arrangement of the entire chain of wheels on a common swing arm 12, Fig. 8 shows an arrangement in which the rigid coupling between the pinion 4 and the driven friction disk 3 takes place via a single intermediate gear 13 on a swing arm 14 is mounted, which can swing out about the axis 15 of the pinion 4. In the indicated directions of rotation, tooth pressures Z and Z 'result, both of which are transmitted to the axis of the output disk 3 via the swing arm 14.
On this swing arm 14, the forces Z and Z 'come together to form a resultant, which then results in the contact pressure P between the drive friction disk 2 and the output friction disk 3. In this case, the coupling wheel 13 between the pinion 4 and the output friction disk 3 can perform an oscillating movement not only about the axis 15 of the pinion 4, but also about the shaft 6 of the wheel 7. As a result, one has a completely free adjustment possibility of the output friction disk 3 with respect to the drive friction disk 2 and as a result also a maximum of utilization of the back pressures from the gears for the contact pressure P.
If you are aware of the essence of the emergence of the contact pressure P from both back pressures Z and Z 'in the gearbox according to FIG. 8, then you can replace the completely free leadership of the clutch wheel 3 with a forced guide, which in example by the in Fig. 9 drawn handlebar 16 or by the dashed lines drawn designated handlebar 16 'is brought about. Each of these links swings of course about a fixed axis 17 respectively. 18. It can be seen that the selected guide enables the back pressures that arise between the gears to be freely transmitted to the contact point between the drive friction disk and the output friction disk.
Exactly the same thing is achieved if one uses other guides instead of the handlebars drawn in FIG. 9, for example the fixed guide 19 assumed in FIG. 10 for the pin 20 of the intermediate or clutch wheel 13. In all the transmissions described so far were for unyielding coupling of the drive friction wheel with the pinion gears come into use.
In an equally favorable manner, however, between the pinion 4 swinging freely around the shaft 6 of the wheel 7 and: the output friction disk 3, other gear transmissions can also be switched on, e.g. B. helical or worm gears. 11 shows an arrangement in which the output friction disk 3 is combined with a worm wheel 21 on the same axis 20.
The worm 22 engages with the worm wheel 21 and transmits its movement to the pinion 4 via bevel gears 23 and 24. In this case, a disc arises in the selected directions of rotation in the plane of the friction. Back pressure Z between wheel 7 and pinion 4 and a back pressure Y between worm 22 and worm wheel 21.
Both together result in the contact pressure P of the drive pulley 3 on the drive pulley 2, which this time is arranged outside of the driven friction pulley 3.
If one observes the directions of rotation entered in the figures, one recognizes that certain rules apply to the choice of the correct directions of rotation. In all cases in which the stationary wheel is provided with external teeth, the direction of rotation of the output drive wheel must be selected in the sense of the traveling movement that the output friction disk tries to carry out while the stationary wheel is held. In Fig.
5, for example, a clockwise direction of rotation is assumed for the output friction disk 3. If the wheel 7 is thought to be held, this movement has the consequence that the pinion 4, which is closest to the wheel 7, tries to roll in the sense of the clockwise movement on the firmly held wheel.
Since all Liche axes of the wheels in the case of Fig. 5 are ver connected to the common swing arm 12, this wandering movement extends to the rest of the wheel when the wheel is held. Wheels 10 and 11. The right turning wandering movement corresponds to the right turning bezw. rotation of the output friction disk in the sense of the clock pointer. Exactly the same rule applies to the other embodiments according to FIGS. 6 to 11.
If, on the other hand, the stationary wheel, as shown in Fig. 3, see ver with internal teeth, a reversal occurs in the wandering movement. In the case of stationary wheels with internal gearing, the direction of rotation of the driven friction wheel must be opposite to the sense of the traveling movement when the wheel is held. Be selected from the drive shaft held if you want to achieve sufficient contact pressure and thus good work of the transmission.