Riemenscheibenwechselgetriebe mit zwischen Kegelscheibenpaaren laufendem Übertragungsriemen. Bei Riemenscheibenwechselgetrieben mit zwischen Kegelscheibenpaaren laufendem Übertragungsriemen ist es bekannt, den Rei bungsschluss zwischen den Kegelscheiben und dem Übertragungsriemen durch selbsttätige Anpressung der Kegelscheiben an .den Rie men mittels einer vom Drehmoment abhän gigen Kraft herbeizuführen.
Dabei kann die an :einem Kegelscheibenpaar auftretende An- presskraft zu dem :an dieser Welle vorhan denen Drehmoment stets in einem bestimmten Verhältnis stehen, indem mindestens ein Teil der durch das Drehmoment erzeugten, zwi schen den Kegelscheiben wirkenden axialen Druckkräfte in Längslagern aufgenommen wird. Dann muss das Übersetzungsverhältnis zwischen Drehmoment und Anpresskraft so gewählt sein, dass auch beim Lauf des Über tragungsriemens im kleinsten Teilkreise, also beim kleinsten für eine bestimmte Riemen kraft auftretenden Drehmoment, die Anpress- kraft zur sicheren Herbeiführung des Rei bungsschlusses ausreicht.
Beim Lauf des Übertragungsriemens in grösseren Teilkreisen wächst dann das Drehmoment entsprechend dem Laufkreisdurchmesser. Das hat den Nachteil, dass man in :diesen Fällen eine im Verhältnis zur Riemenkraft unnötig starke Anpressung erhält, :die Überbeanspruchungen im Getriebe und schwere Gängigkeit,der Re gelung zur Folge hat.
Dieser Nachteil ist bei Bauarten vermie den, bei denen für die ' Umwandlung des Drehmomentes in zwischen den Kegelschei ben wirkende axiale Druckkräfte eine Ein richtung verwendet ist, die die Übersetzung zwischen Drehmoment und Axialkraft mit wechselndem Laufkreisdurchmesser des Über tragungsriemens in solchem Verhältnis än dert, & ss die Anpresskraft unabhängig. von dem jeweiligen Laufkreisdurchmesser immer der Riemenkraft entspricht.
Man erreicht .dies durch Schraubenflächen ungleichmässiger Steigung, von denen je :ein ganz bestimmter Teil einem bestimmten Laufkreisdurchmesser des Übertragungsriemens entspricht.
Diese Einrichtung hat den Nachteil, dass sie zwar beim Lauf in einer Drehrichtung kraftschlüssig ist, da das Glied zur Übertra gung -des Drehmomentes zwischen Welle und Kegelscheiben ständig an der gleichen Schrau benfläche anliegt, dass aber beim Wechsel der Kraftrichtung oder Drehrichtung eine andere Schraubenfläche mit entgegengesetzter Stei gung für die Anpressung notwendig ist. Zwi schen beiden Schraubenflächen liegt je nach der Regelstellung ein ziemlich grosser toter Winkel. Hierdurch wird bewirkt, dass beim Richtungswechsel die Antriebswelle in bezug auf die Abtriebswelle einen toten Gang hat.
der bis zu einer halben Umdrehung gehen kann und der bei raschem Drehrichtungs wechsel zu schlagartigen Beanspruchungen, unter Umständen sogar zu Beschädigungen des Getriebes führt.
Ein weiterer Nachteil dieser Bauart mit Anpressflächen von ungleichmässiger Steigung ist der, dass das Glied zur Übertragung des Drehmomentes bezw. zur Umwandlung in die Anpresskraft, das an der Anpressfläche an liegt, eine Kugel oder Rolle sein muss, damit an allen Stellen der Anpressfläche das An liegen an ihr gewährleistet ist. Infolgedessen wird die gesamte Eiraft nur in einer sehr klei nen punkt- oder linienförmigen Fläche über tragen, was zu hohen Werkstoffbeanspru chungen an der Berührungsstelle führt, denen der Werkstoff bei hohen Leistungen des Ge triebes nicht zuverlässig gewachsen ist.
Die Erfindung ermöglicht .die Schaffung einer Bauart, die wieder Anpressflächen wechselnder Steigung, noch toten Gang beim Richtungswechsel, noch örtliche Überbean spruchungen des Werkstoffes aufweist. Der Erfindung liegt folgender Gedankengang zu grunde: Bei Riemenscheibenwechselgetrieben mit zwischen Kegelscheibenpaaren auf parallelen Wellen laufendem Übertragungsriemen ist für alle Übersetzungsverhältnisse die Länge des Riemens die gleiche. Bei jeder Über setzungsänderung wird in erster Annäherung der Laufkreishalbmesser in dem einen Kegel scheibenpaar um den gleichen Betrag verrin gert, um -den er im andern Scheibenpaar ver grössert wird. Die Summe der Laufkreishalb- messer in beiden Scheibenpaaren ist infolge dessen angenähert konstant.
Aus dieser Be ziehung ergibt sich für jede Umfangskraft des Übertragungsriemens, dass die Summe der an beiden Scheibenpaaren ausgeübten Dreh momente konstant und bei sich ändernder Umfangskraft dieser unmittelbar verhältnis gleich ist. Werden also beide Kegelscheiben paare mit einer der Summe der Drehmomente an beiden Wellen verhältnisgleichen Anpress- kraft an den Übertragungsriemen angedrückt, dann ist diese Anpresskraft stets der Umfangs kraft des Riemens unmittelbar verhältnis gleich.
Erfindungsgemäss werden nun Mittel vorgesehen, um die an jedem Kegelscheiben- paar durch das Drehmoment der betreffenden Welle erzeugte Axialkraft auch auf das andere Kegelscheibenpaar als Anpresskraft zu übertragen.
Da die Grösse der Anpresskraft jetzt nicht mehr durch die Steigung der Anpressflächen beeinflusst zu werden braucht, können diese mit gleichmässiger Steigung ausgeführt wer den, was ermöglicht, eine Vielzahl von Walz- körpern auf ihnen rollen zu lassen und so die Druckbeanspruchungen wesentlich zu erniedrigen.
Eine bevorzugte Ausführungs form ergibt sich dadurch, dass sowohl an den Kegelscheiben wie an auf den Wellen axial verschiebbar aber uridrehbar sitzenden Muf fen einander gegenüberliegende und aufein ander wirkende Schraubenflächen gleicher und gleichmässiger Steigung für beide Dreh richtungen angeordnet sind,
dass sowohl die Kegelscheiben wie die Muffen durch je ein Axialdrucklager abgestützt sind und jedes Kegelscheibendrucklager und das auf dersel ben Scheibenseite liegende Muffendrucklager auf der andern Welle an .den Armen eines zweiarmigen Hebels abgestützt werden.
Um eine leichte Einstellmöglichkeit für den An- pressdruck zu erreichen, empfiehlt es sich, dass die beiden zweiarmigen Hebel auf jeder Getriebeseite um eine gemeinsame Achse schwenkbar sind und die beiden Achsen mit Rechts- bezw. Linksgewinde auf einer im Ge triebegehäuse gelagerten Schraubenspindel sitzen, durch deren Drehung in an sich be- kannter Weise der Abstand der Schwenk achsen der Hebel zwecks Regelung der Span nung des Getrieberiemens eingestellt werden kann.
Dabei kann noch ein Paar der erwähn ten Hebel zur Regelung des Getriebes in an sich bekannter Weise von einem Ende aus mittels einer Schraubenspindel einstellbar sein, wodurch besondere Regelhebel erspart werden.
Um die auf die Axialdrucklager kommen den Belastungen zu verkleinern, ist es mög lich, die Drücke auf die Kegelscheibendruck lager auf die einen Arme von in den Naben der Kegelscheiben gelagerten Hebeln zu über tragen, die mit ihren andern Armen auf der Welle in Achsrichtung unverschieblich ab gestützt sind.
Der Erfindungsgedanke kann auch da durch verwirklicht werden, dass sowohl die Antriebskraft auf das Getriebe durch Druck öl übertragen als auch die Abtriebskraft von dem Getriebe durch Drucköl abgenommen wird, wobei die Öldrücke den an den beiden Wellen übertragenen Drehmomenten verhält nisgleich sind, und dass diese Öldrücke zum Anpressen der Kegelscheiben an den Über tragungsriemen verwendet werden.
Das kann in der Weise geschehen, dass beide Getriebe wellen je einen Flügelkolben tragen, der von einem mit der treibenden Welle bezw. anzu treibenden Welle verbundenen Gehäuse um geben ist, welchen Gehäusen von je einer Pumpe ständig Öl als Kraftübertragungs mittel zugeführt wird, wobei durch die Stel lung des Flügelkolbens im Gehäuse Über- strömöffnungen gesteuert werden, die die Menge des aus .dem Gehäuse abströmenden Öls und damit den dem zu übertragenden Drehmoment entsprechenden. 'Öldruck be stimmen, und dass das Drucköd jeder der bei den Pumpen je einem mit :
den axial verschieb baren Kegelscheiben verbundenen Anpress- zylinder zugeleitet wird. Diese Zylinder kön nen die Wellen umgeben und auf mit den Wellen fest verbundenen Kolben gleiten, wobei das, Drucköl der beiden Pumpen durch :Bohrungen der Wellen und Kolben den Zylindern und Flügelkolben zugeleitet wird.
Während bei den bisher dargestellten Ausführungen ein Teil ,der Anpresskraft ent sprechend .dem Drehmoment auf jeder Welle erzeugt und die beiden Teilkräfte nachträg lich zusammengefasst werden, ist es auch möglich, die Drehmomente beider Wellen selbst mechanisch zusammenzufassen und von dieser Drehmomentensumme die Anpresskraft abzunehmen und sie auf die Kegelscheiben wirken zu lassen.
Das kann dadurch ge schehen, dass sowohl die Antriebskraft auf das Getriebe durch ein Umlaufgetriebe über tragen, als auch die Abtriebskraft vom Ge triebe durch ein Umlaufgetriebe abgenommen wird und die einen Glieder -der beiden Um laufgetriebe in gleichem Drehsinne auf ein Zwischenrad wirken, von dem durch eine Ge windespindel die Entfernung der Drehachsen von Regelhebeln voneinander und damit der Anpressdruck der Kegelscheiben an -den Über tragungsriemen eingestellt wird.
Auf der Zeichnung sind Ausführungsbei spiele des Erfindungsgegenstandes ' darge stellt, und zwar zeigen: Fig. 1 bis 3 .die erste Ausführung im Grundriss, teilweise geschnitten im Aufriss, teilweise nach der Linie II-II der Fig. 1 geschnitten, und im Schnitt nach der Linie III-III der Fig. 1, Fig. 4 eine geänderte Ausführung im Längsschnitt :
durch eine Getriebewelle, Fig. 5 und 6 eine weitere Ausführung mit Übertragung ,der Drehmomente und An pressung der Kegelscheiben ,durch Drucköl in schematischer Darstellung und in einem Schnitt nach der Linie VI-VI der Fig.
5, Fig. 7 ,eine schematische Darstellung einer Ausführung mit mechanischer Addition der Drehmomente und zentraler Anpressung ,der Kegelscheiben mit einer von der Drehmomen- tensumme abgeleiteten Kraft und Fig. 8 eine Ansicht zu Fig. 7.
Das Getriebe nach den Fig. 1 bis 3 weist zwei in einem Gehäuse 1 ,gelagerte Wellen 2 und 3 auf, die jede ein Paar lose auf den Wellen sitzender Kegelscheiben trägt. Die Kegelscheiben ,auf der Welle 2 sind mit 4 und 5, -die auf der Welle 3 mit 6 und 7 be zeichnet.
Die beiden Scheiben jedes Paares sind durch eine Kerbverzahnung 8 bezw. 9 drehfest miteinander verbunden, so dass sie sich gegeneinander verschieben, aber nur ge meinsam auf der Welle drehen können. Zwi schen den beiden Kegelscheibenpaaren läuft ein Übertragungsriemen 1.0, der zweckmässig als Metallgliederkeilriemen ausgebildet ist.
Auf der Nabe jeder Kegelscheibe ist ein Kurvenstück 11 festgekeilt,\ dessen wirksame Flächen vier Schraubenflächen 12 mit gleich grosser und gleichmässiger, aber paarweise entgegengesetzter Neigung sind. Diesen Schraubenflächen liegen genau übereinstim mende Schraubenflächen 13 gegenüber, die an einer Muffe 14 angebracht sind, die durch. eine Keilverzahnung 15 auf der Welle bezw. 3 undrehbar, aber axial leicht beweg lich gelagert ist. Zwischen den Flächen 12 und 13 liegen Kugeln zur Verkleinerung der Reibung.
Jede Kegelscheibe trägt am Übergang in ihre Nabe ein Axialdrucklager 16 und ebenso jede Muffe 14 ein Axialdrucklager 17. Die losen äussern Ringe der vier Drucklager 16 werden von vier Stützringen 1.8 bezw. 19, 20 und 21 gehalten, die die Scheibennaben um geben, während die losen äussern Ringe der vier Drucklager 17 von vier Stützringen 22 bezw. 23, 24 bezw. 25 geschalten werden, die um die Muffen 14 herum angeordnet sind. Die beiden Stützringe 19 und 22 werden mit tels Bolzen 27 und 26 von einem Rahmen 28 getragen, der aus einem obern Schenkel 29.
einem untern Schenkel 30 und zwei sie ver bindenden Querstücken 31 besteht. Der Rah men 28 ist um ein mittleres Querstück 32 schwenkbar, das in später noch zu beschrei bender Weise gehalten ist. Auf der andern Seite des Getriebes ist ein entsprechender Rahmen 33 vorgesehen, der die Stützringe 21 und 24 träg. Er ist um ein mittleres Quer stück 34 schwenkbar.
In gleicher Weise sind :die beiden Stütz ringe 18 und 23 mittels Bolzen 35 und 36 in einem Rahmen 37 gelagert, der aus einem obern Schenkel 38, einem untern Schenkel 39 und sie verbindenden Querstücken 40 besteht. Dieser Rahmen ist auch um das mittlere Querstück 32 schwenkbar. Entsprechend ist auf der andern Seite des Getriebes ein Rah men 41 zum Halten der Stützringe 20 und 25 vorgesehen, der wie der Rahmen 33 um das mittlere Querstück 34 schwenkbar ist.
Die erwähnten Rahmen bilden je einen zweiarmigen Hebel, an dessen Armen ein Drucklager 16 auf der einen Welle und ein auf der gleichen Scheibenseite liegendes Drucklager 17 auf der andern Welle abge stützt sind.
Die Querstücke 32 und 34 sitzen mit Rechts- bezw. Linksgewinde auf einer im Ge häuse 1 drehbar gelagerten Schraubenspindel 42.
Die Schenkel der Rahmen 37 und 41 sind nach einer Seite hin verlängert und mit je einem Querstück 43 bezw. 44 verbunden. Diese Querstücke sitzen mit Rechts- bezw. Linksgewinde auf einer Schraubenspindel 45, die im Gehäuse 1 gelagert ist und ein Hand rad 46 trägt. Durch Betätigung der Schrau benspindel 45 wird in bekannter Weise das Getriebe geregelt, indem die Kegelscheiben auf der einen Welle einander genähert und die auf der andern Welle gleichzeitig von einander entfernt werden.
Die an den Muffen 14 auf der Welle 2 entstehenden Druckkräfte werden durch die Ringe 22 und 24 und die Rahmen 28 und 33 auf die Ringe 19 und 21 und die Drucklager 16 der Kegelscheiben 6 und 7 auf der Welle 3 in gleicher Grösse übertragen.
Demgemäss wirken auf die Kegelscheiben 6 und 7 einer seits die von den Muffen 14 auf der Welle 3 ausgeübten Axialdruekkräfte und anderseits diese zusätzlichen Druckkräfte, die den von den 3Tuffen 14 auf der Welle 2 auf die Ke- gelscheiben 4 und 5 ausgeübten gleich sind. Die Kegelscheiben 6 und 7 werden also mit der Summe dieser Druckkräfte an den Rie men 10 angedrückt.
Eine entsprechende Übertragung der an den Muffen 14 auf der Welle 3 entstehenden Axial@druekkräfte durch die Ringe 23 und 25 und die Rahmen 37 und 41 auf die Ringe 18 und 20 und die Drucklager 16 der Kegel scheiben 4 und 5 auf der Welle 2 tritt bei ,der dargestellten Anordnung nicht ein, weil die Rahmen 37 und 41 durch die Lagerung bei 32 und 43 bezw. 34 und 44 ortsfest ge halten werden, so dass sie als Übertragungs- mittel nicht in Funktion treten können.
Trotzdem ist aber gewährleistet, dass auch die Kegelscheiben 4 und 5 mit einem der Summe der Drehmomente an beiden Wellen entspre chenden Axialdruck aneinander gepresst wer den. Denn,da ,die Welle 2,die von dem Motor getriebene Antriebswelle des Getriebes ist, läuft der Übertragungsriemen 10 in das An- triebskegelscheibenpaar 4, 5 mit voller Span nung ein und erzeugt durch seine Keilwir kung im Verein mit der Umschlingung den erforderlichen Axialdruck in voller Höhe entsprechend der Riemenspannung, die der Summe -der an beiden Wellenausgeübten Dreh momente verhältnisgleich ist,
wie oben dar gelegt worden ist. Auch an den Kegelschei ben 4 und 5 treten ,daher Axialdrücke auf, .die der vorher angegebenen Summe gleich sind.
Ist nicht,die Welle 2, sondern die Welle 3 die vom Motor getriebene Antriebswelle des Getriebes., ,dann dürfen nicht die Schenkel der Rahmen 37 und 41, sondern es müssen die Schenkel der Rahmen 28 und 33 als Regel hebel verwendet werden.
In Fig. 4 ist eine abgeänderte Ausfüh rung dargestellt. Bei ihr sind zwischen die Drucklager 16, die die Kegelscheiben 4, 5 abstützen, und die Kegelscheiben selbst He bel 47 eingeschaltet, die um die Welle 2 herum in den Kegels Scheibennaben gelagert sind, mit ihren äussern Armen sich gegen die die Drucklager 16 tragenden Kurvenstücke 11 legen und mit den innern Armen in eine Büchse 48 eingreifen, die in den Scheiben nahen auf der Welle sitzt und auf der die Kegelscheiben urdrehbar, aber in Achsrich tung verschiebbar gelagert sind. Die Kurven stücke 11 sitzen undrehbar, .aber verschiebbar auf den Scheibennaben.
Ein weiterer Unterschied gegenüber der Bauart nach den Fig. 1 bis 3 besteht darin, dass als kraftübertragende Flächen an den Kurvenstücken 11 und .den Muffen 14 eine grössere Anzahl Keilflächen 49 vorgesehen ist und zwischen den Keilflächen .als Über tragungsmittel Rollen 50 eingelegt sind. Im übrigen entspricht die Bauart der nach Fig. 1 bis 3.
Bei der Ausführung nach .den Fig. 5 und 6 weist das Getriebe wieder zwei parallele Wellen 2 und 3 auf. Auf Welle 2 sitzt ur verschiebbar und urdrehbar eine Kegelscheibe 4, und urdrehbar, aber verschieblich eine Ke gelscheibe 5, auf Welle 3 unverschieblich und uridrehbar eine Kegelscheibe 6, und uridreh bar, aber verschieblich eine Kegelscheibe 7. Die beiden Kegelscheiben 5 und 7 tragen auf ihrer Aussenseite je einen Doppelzylinder 51 bezw. 52, welche Zylinder über auf,der Welle 2 bezw. 3 festsitzende "Kolben 53 und 54 bezw. 55 und 56 greifen.
Je ein Zylinder raum 57 der beiden Doppelzylinder 51 und 52 steht .durch Rohrleitungen, Büchsen und Bohrungen in .den Wellen 2 und 3 und den Kolben 54 und 55 mit einer Ölpumpe 58 in Verbindung, während die andern Zylinder räume 59 der beiden Doppelzylinder in ent sprechender Weise mit .einer zweiten Öl- pumpe 60 verbunden sind.
Auf dem einen Ende der Welle 2 sitzt fest ein von Radialflächen begrenzter Flügel kolben 61, der radiale Bohrungen 62 auf weist, die mit der Bohrung der Welle 2 in Verbindung stehen, so dass .durch sie -01 strö men kann. Der Flügelkolben 61 ist von einem zylindrischen Gehäuse 63 umschlossen, das ,starr mit der Antriebswelle 64 verbun den ist.
Es weist in seinem Innern Wider lager 65 (Fig. 6) auf, durch welehe Bohrun gen 66 führen. Zwischen den Widerlab rn 65 und den Radialflächen des Flügelkolbens 61 sind Druckräume 69 und 70 vorhanden.
Durch Steuerkanten auf der Mantelfläche des Flügelkolbens 62 und auf der Innenfläche ,des Gehäuseas 63 Bind Steuerschlitze (Eintritt- schlitze) 67 und 68, .durch die das 01 aus .den Bohrungen 62 in die Druckräume 69 und 70 fliessen kann, und Steuerschlitze (Austritt- schlitze) 71 und 72 gebildet, .die aus den Druckräumen 69 und 70 in die Bohrungen 66 führen und durch die das 01 aus den Druck räumen ins Freie abströmen kann.
Auf der Welle 3 sitzt ein entsprechender Flügelkolben, dem 01 durch die Bohrung der Welle 3 zugeleitet wird und der von einem dem Gehäuse 63 gleichen Gehäuse 73 um geben ist, -das fest mit der anzutreibenden Welle 74 verbunden ist.
Das von den beiden Pumpen 58 und 60 geförderte 01 strömt durch die Bohrungen 62 der Flügelkolben radial nach aussen. Bei un belastetem Getriebe haben die Flügelkolben und ihre Gehäuse die in Fig. 6 gezeichnete Lage zueinander. Dabei sind die Steuer schlitze 67 und 68 gleich weit offen, so dass das 01 durch sie in die Druckräume 69 und 70 treten kann. Ebenso sind die Steuerschlitze 71 und 72 offen, und das 101 kann aus den Druckräumen durch die Bohrungen 66 ins Freie gelangen.
Wird unter dem Einfluss eines Antriebs drehmomentes an der Welle 64 das Gehäuse 63 gegenüber dem Flügelkolben 61 in der Uhrzeigerrichtung verdreht, dann ,schliessen sich die Steuerschlitze 68 und 7 2 teilweise oder ganz, während die Schlitze 67 und 71 -weiter geöffnet werden. Das Drucköl tritt dann durch hie Eintrittschlitze 67 in die Druckräume 69, aus denen es durch die teil weise oder ganz geschlossenen Austritt schlitze 72 nicht genügend oder gar nicht ab strömen kann. Infolgedessen überträgt das Drucköl das auf die Welle 64 bezw. das Ge häuse 63 ausgeübte Drehmoment auf den Flügelkolben 61 und ,damit auf die Welle 2.
Je grösser das Drehmoment an der Welle 64 ist, desto mehr wird das Gehäuse 63 gegen ,den Flügelkolben 61 verdreht, desto mehr werden :die Austrittschlitze 7 ? geschlossen und desto grösser wird infolgedessen der Druck in den Druckräumen 69. Es ergibt sich also durch diese Steuereinrichtung im Netz der Pumpe 58 ein Druck, -der dem auf die Getriebewelle 2 übertragenen Dreh moment verhältnisgleich ist.
In entsprechender Weise bildet sich im Netz der Pumpe 60 ein Öldruck aus, der dem an der Getriebewelle 3 wirkenden Dreh moment verhältnisgleich ist. Der Öldruck von der Pumpe 58 wirkt so wohl in dem Zylinderraum 57 vordem Kol ben 54 auf die Kegelscheibe 5, als auch im Zylinderraum 57 vor dem Kolben 55 auf die Kegelscheibe 7. Ebenso wirkt der Öldruck von der Pumpe 60 in den beiden Zylinder räumen 59 vor dem Kolben 53 auf die Kegel scheibe 5 und vor dem Kolben 56 auf die Kegelscheibe 7. Die Scheiben -erden also ständig mit der Summe der beiden Öldrucke an den Übertragungsriemen angepresst.
Die Anpresskraft ist demnach dauernd der Summe der Drehmomente an beiden Getriebewellen verhältnisgleich. Zur Regelung des Getriebes ist wenigstens eine der beiden Kegelscheiben jedes Paares, im vorliegenden Falle die Scheibe 5 sowie die Scheibe 7, in bekannter Weise axial verschiebbar. Die Vorrichtung für die Verschiebung ist nicht bezeichnet.
Bei der Ausführung nach .den Fig. 7 und 8 treibt ein Antriebsmotor 75 auf eine Welle 76, die den Stern 77 eines Planetengetriebes 78 trägt. Von den beiden andern Gliedern des Planetengetriebes 78 sitzt das eine Rad 79 fest auf der Welle 2 des stufenlos regel baren Getriebes, während das andere Rad lose auf dieser Welle läuft.
Die Welle 2 trägt die beiden gegeneinander verschiebbaren und ge gen Drehung gesicherten Kegelscheiben 4 und 5, während die Kegelscheiben 6 und 7 ebenso gesichert auf der zweiten Welle 3 des Getriebes sitzen. Zwischen den Kegelschei- benpaaren läuft der Keilriemen 10. Zur Re gelung des Getriebes dienen zwei Regelhebel 81 und 82, die um Zapfen 83 bezw. 84 mit tels einer Schraubenspindel 85 schwenkbar sind und auf die Naben der Kegelscheiben wirken.
Die Zapfen 83 und 84 sind in Mut- tern gelagert, die auf einer Gewindespindel 86 auf Rechts- bezw. Linksgewinde laufen. Durch Drehen der Spindel 86 können also die Zapfen 83 und 84 einander genähert oder von einander entfernt werden, wodurch die , Kegelscheiben unabhängig von der durch die Regelung bestimmten Stellung mehr oder weniger gegen den Keilriemen 10 gepresst werden können.
Auf der Abtriebswelle 3 des Getriebes sitzt das Sonnenrad 87 eines Planetenge- triebes 88, .dessen Stern 89 mit der anzutrei benden Welle 90 verbunden ist, während das Aussenrad 91 lose auf dieser Welle sitzt.
Das Rad 80 .des Planetengetriebes 78 trägt eine Aussenverzahnung 92, die in ein auf der Gewindespindel 86 sitzendes Stirn rad 93 eingreift. Ebenso steht das Aussenrad 91 des Planetengetriebes 88 durch eine Aussenverzahnung 94 über ein Zwischenrad 95 mit einem weiteren, ebenfalls, auf der Ge windespindes 86 ,sitzenden Stirnrad 96 im Eingriff.
Die Einrichtung arbeitet in folgender Weise: Wird das Aussenrad 80 des Planetenge triebes 78 festgehalten, dann wird durch die Drehung der Welle 76 im Uhrzeigersinne und den Umlauf des Planetensternes 77 in der gleichen Drehrichtung auch das Sonnenrad 79 mit der Welle 2 in derselben Richtung ge dreht. Da sich das Aussenrad 80 in gleicher Richtung drehen will, ist zu seiner Feststel lung eine entgegengesetzt der Drehrichtung der Welle 76 wirkende Gegenkraft erforder lich. Sie wird von dem auf der Gewindespin del 86 sitzenden Stirnrad 93 geliefert.
Um gekehrt wird auf dieses Rad eine Kraft aus geübt, die gleich dieser Gegenkraft ist und die in einem festen Verhältnis zu dem an der Welle 76 oder 2 wirkenden Drehmoment ist.
Die Drehung,der Welle 2 wird durch den Keilriemen 10 auf das zweite Kegelscheiben paar 6, 7 und .damit auf die Welle 3 über tragen, :die sich also ebenfalls, in Richtung des Uhrzeigers dreht. Bei festgehaltenem Aussenrad 91 des Planetengetriebes 88 be wirkt die Drehung des Sonnenrades 87, das auf der Welle 3 sitzt, eine Drehung des Pla netensternes 89 und damit,der anzutreiben den Welle 90 in derselben Richtung. Da sich dabei das Aussenrad 91 in entgegengesetzter Richtung drehen will, übt es auf das Zwi schenrad 95 einen Rückdruck aus, der dieses Rad im Uhrzeigersinne drehen will.
Das Rad 96 erhält somit einen Antrieb in -der glei chen Richtung wie das Rad 93 von dem Rad 80. Da die beiden Räder 93 und 96 beide fest auf .der Gewindespindel 86 sitzen, üben sie auf diese Spindel ein Drehmoment aus, das,der Summe der beiden an den Wellen 2 und 3 :ausgeübten Drehmomente verhältnis gleich ist. Mit einer dieser Summe entspre chenden Kraft werden nun auch die beiden Kegelscheibenpaare 4, 5 und 6, 7 mit Hilfe der Regelhebel 81 und 82 an den Keilriemen 10 angepresst.
Erhöht sich das Drehmoment an einer der Wellen 2 oder 3, dann wird das Rad 93 bezw. 96 in Drehung entgegengesetzt zum Uhrzeigersinne versetzt. Durch die damit verbundene Drehung .der Gewindespindel 86 werden die beiden Muttern mit den Zapfen 83 und 84 einander genähert. Dadurch wird der Druck der Kegelscheiben auf den Keil riemen entsprechend dem erhöhten Dreh moment verstärkt und somit der erhöhten, durch die Riemen übertragenen Umfangs kraft angepasst.
Pulley change gearbox with a transmission belt running between pairs of conical pulleys. In the case of variable-speed pulley transmissions with transmission belts running between pairs of conical pulleys, it is known to bring about the frictional connection between the conical pulleys and the transmission belt by automatically pressing the conical pulleys against the belt by means of a force dependent on the torque.
The contact force occurring on: a pair of conical disks to the torque present on this shaft can always be in a certain ratio by absorbing at least part of the axial pressure forces generated by the torque and acting between the conical disks in longitudinal bearings. Then the transmission ratio between torque and contact force must be selected so that even when the transmission belt is running in the smallest pitch circle, i.e. with the smallest torque that occurs for a certain belt force, the contact force is sufficient to reliably bring about the frictional connection.
When the transmission belt runs in larger pitch circles, the torque then increases according to the running circle diameter. This has the disadvantage that: in these cases, you get an unnecessarily strong pressure in relation to the belt force,: the overstressing in the gearbox and difficult running which results in control.
This disadvantage is avoided in designs in which a device is used for converting the torque into axial compressive forces acting between the conical disks, which changes the translation between torque and axial force with the changing running circle diameter of the transmission belt in such a ratio, & ss the contact force independent. of the respective running circle diameter always corresponds to the belt force.
This is achieved by means of helical surfaces of uneven inclination, each of which: a very specific part corresponds to a specific running circle diameter of the transmission belt.
This device has the disadvantage that although it is frictional when running in one direction of rotation, since the member for the transmission of the torque between the shaft and the conical pulleys is constantly on the same screw surface, but when the direction of force or direction of rotation changes, another screw surface is also applied opposite slope for the contact pressure is necessary. Between the two screw surfaces there is a fairly large blind spot, depending on the control position. This has the effect that, when changing direction, the drive shaft has a dead gear with respect to the output shaft.
which can go up to half a turn and which, if the direction of rotation changes rapidly, leads to sudden stresses, possibly even to damage to the gearbox.
Another disadvantage of this design with contact surfaces of uneven slope is that the member BEZW for transmitting the torque. For conversion into the contact force that is applied to the contact surface, a ball or roller must be used, so that contact is guaranteed at all points on the contact surface. As a result, the entire Eiraft is carried over only in a very small point or line-shaped area, which leads to high material stresses at the point of contact, which the material cannot reliably cope with when the transmission is high.
The invention enables. The creation of a design that again has contact surfaces of changing incline, still dead gear when changing direction, nor local overstrains of the material. The invention is based on the following line of thought: In the case of variable-speed pulley transmissions with transmission belts running between pairs of conical pulleys on parallel shafts, the length of the belt is the same for all transmission ratios. With every change in gear ratio, the running circle radius in one conical disk pair is reduced by the same amount as it is increased in the other disk pair. As a result, the sum of the circumferential diameter in both pairs of pulleys is approximately constant.
From this relationship, it follows for every circumferential force of the transmission belt that the sum of the torques exerted on both pairs of pulleys is constant and, if the circumferential force changes, this immediately ratio is the same. If both pairs of conical pulleys are pressed against the transmission belt with a pressure force that is proportional to the sum of the torques on both shafts, then this pressure force is always directly proportional to the circumferential force of the belt.
According to the invention, means are now provided in order to transfer the axial force generated on each conical disk pair by the torque of the relevant shaft to the other conical disk pair as a pressing force.
Since the size of the contact force no longer needs to be influenced by the incline of the contact surfaces, these can be designed with a uniform incline, which enables a large number of rolling bodies to roll on them and thus significantly lower the pressure loads.
A preferred embodiment results from the fact that opposing and mutually acting helical surfaces of equal and uniform inclination for both directions of rotation are arranged on both the conical disks and on the shafts axially displaceable but non-rotatable,
that both the tapered disks and the sleeves are each supported by an axial thrust bearing and each tapered disk thrust bearing and the sleeve thrust bearing on the same side of the pulley are supported on the other shaft on the arms of a two-armed lever.
In order to achieve easy adjustment of the contact pressure, it is recommended that the two two-armed levers on each side of the gear unit can be pivoted about a common axis and that the two axes can be turned to the right or to the right. Left-hand threads sit on a screw spindle mounted in the transmission housing, by rotating the spindle in a manner known per se, the distance between the pivot axes of the levers can be adjusted for the purpose of regulating the tension of the transmission belt.
A pair of the levers mentioned for controlling the transmission can be adjusted in a known manner from one end by means of a screw spindle, which saves special control levers.
In order to reduce the loads on the axial thrust bearings, it is possible, please include the pressures on the conical disc pressure bearing to carry over one arm of the levers mounted in the hubs of the conical discs, with their other arms on the shaft in the axial direction are supported.
The concept of the invention can also be realized by the fact that both the drive force is transferred to the gearbox by pressure oil and the output force is removed from the gearbox by pressure oil, the oil pressures being the same as the torques transmitted to the two shafts, and that these oil pressures can be used to press the conical pulleys against the transmission belt.
This can be done in such a way that both transmission shafts each carry a vane piston, respectively, of one with the driving shaft. The housing connected to the driven shaft is to be given, which housings are constantly supplied with oil as a power transmission medium by a pump each, with overflow openings being controlled by the position of the vane piston in the housing, which control the amount of oil flowing out of the housing and thus corresponding to the torque to be transmitted. '' Determine the oil pressure, and that the pressure of each of the pumps with:
the pressure cylinder connected to the axially displaceable conical disks. These cylinders can surround the shafts and slide on pistons that are firmly connected to the shafts, whereby the pressure oil of the two pumps is fed through the bores of the shafts and pistons to the cylinders and vane pistons.
While in the designs shown so far, a part of the contact force is generated on each shaft and the two partial forces are subsequently combined, it is also possible to mechanically combine the torques of both shafts themselves and to take the contact force from this total torque and use them to act on the conical pulleys.
This can be done in that both the driving force on the gearbox through an epicyclic gearbox and the output power from the gearbox is taken off by an epicyclic gearbox and one link of the two circulating gearboxes act in the same direction of rotation on an intermediate gear from which The distance between the axes of rotation of control levers and thus the contact pressure of the conical pulleys on the transmission belts is set by a Ge threaded spindle.
In the drawing, Ausführungsbei are games of the subject invention 'Darge shows, namely: Fig. 1 to 3 .the first embodiment in plan, partially cut in elevation, partially cut along the line II-II of FIG. 1, and in section the line III-III of Fig. 1, Fig. 4 a modified version in longitudinal section:
by a gear shaft, Fig. 5 and 6, a further embodiment with transmission, the torques and pressure on the conical disks, through pressure oil in a schematic representation and in a section along the line VI-VI of Fig.
5, 7, a schematic representation of an embodiment with mechanical addition of the torques and central contact pressure, the conical disks with a force derived from the torque sum, and FIG. 8 a view of FIG. 7.
The transmission according to FIGS. 1 to 3 has two shafts 2 and 3 mounted in a housing 1, each bearing a pair of conical disks loosely seated on the shafts. The conical disks on shaft 2 are marked 4 and 5, -the ones on shaft 3 with 6 and 7 be.
The two disks of each pair are respectively 8 and 8 with serrations. 9 non-rotatably connected to each other so that they move against each other, but can only rotate together on the shaft. Between the two pairs of conical pulleys runs a transmission belt 1.0, which is expediently designed as a metal V-belt.
On the hub of each conical disk, a curved piece 11 is wedged, the effective surfaces of which are four helical surfaces 12 with the same size and uniform, but opposite inclination in pairs. These screw surfaces are exactly matching Mende screw surfaces 13 opposite, which are attached to a sleeve 14 through. a spline 15 BEZW on the shaft. 3 non-rotatable, but axially easily movable Lich is mounted. Balls are located between surfaces 12 and 13 to reduce friction.
Each conical disk carries an axial thrust bearing 16 at the transition to its hub and each sleeve 14 also has an axial thrust bearing 17. The loose outer rings of the four thrust bearings 16 are respectively supported by four support rings 1.8. 19, 20 and 21 held, which give the disc hubs to, while the loose outer rings of the four thrust bearings 17 of four support rings 22 respectively. 23, 24 and 25 are switched, which are arranged around the sleeves 14 around. The two support rings 19 and 22 are supported by means of bolts 27 and 26 of a frame 28 which consists of an upper leg 29.
a lower leg 30 and two ver binding cross pieces 31 is made. The frame 28 is pivotable about a central crosspiece 32 which is held in a manner to be described later. On the other side of the transmission, a corresponding frame 33 is provided, which supports the support rings 21 and 24. It can be pivoted about a central cross piece 34.
In the same way: the two support rings 18 and 23 mounted by means of bolts 35 and 36 in a frame 37 which consists of an upper leg 38, a lower leg 39 and cross pieces 40 connecting them. This frame can also be pivoted about the central crosspiece 32. Accordingly, a frame 41 is provided on the other side of the transmission for holding the support rings 20 and 25, which is pivotable about the central crosspiece 34 like the frame 33.
The frames mentioned each form a two-armed lever, on the arms of which a thrust bearing 16 is supported on one shaft and a thrust bearing 17 located on the same disk side on the other shaft.
The cross pieces 32 and 34 sit with right or respectively. Left-hand thread on a screw spindle 42 rotatably mounted in the housing 1.
The legs of the frame 37 and 41 are extended to one side and each with a cross piece 43 respectively. 44 connected. These cross pieces sit with right and respectively. Left-hand thread on a screw spindle 45 which is mounted in the housing 1 and a hand wheel 46 carries. By actuating the screw spindle 45, the transmission is regulated in a known manner by the conical disks on one shaft approaching each other and on the other shaft are simultaneously removed from each other.
The compressive forces generated at the sleeves 14 on the shaft 2 are transmitted through the rings 22 and 24 and the frames 28 and 33 to the rings 19 and 21 and the thrust bearings 16 of the conical disks 6 and 7 on the shaft 3 in the same size.
Accordingly, on the one hand the axial pressure forces exerted by the sleeves 14 on the shaft 3 and, on the other hand, these additional pressure forces, which are the same as those exerted on the conical discs 4 and 5 by the 3 bushings 14 on the shaft 2, act on the conical disks 6 and 7. The conical pulleys 6 and 7 are thus pressed against the Rie men 10 with the sum of these pressure forces.
A corresponding transmission of the axial pressure forces generated at the sleeves 14 on the shaft 3 through the rings 23 and 25 and the frames 37 and 41 to the rings 18 and 20 and the thrust bearings 16 of the cone disks 4 and 5 on the shaft 2 occurs , the arrangement shown is not a, because the frame 37 and 41 respectively by the storage at 32 and 43. 34 and 44 are kept stationary so that they cannot function as a means of transmission.
Nevertheless, it is ensured that the conical disks 4 and 5 are also pressed against one another with an axial pressure corresponding to the sum of the torques on both shafts. Because, since the shaft 2, the drive shaft of the transmission driven by the motor, the transmission belt 10 runs into the drive cone pulley pair 4, 5 with full tension and generates the required axial pressure in conjunction with the wrap full height according to the belt tension, which is proportional to the sum of the torques exerted on both shafts,
as stated above. Also on the conical disks 4 and 5 occur, therefore axial pressures, .that the sum given above are equal.
If not shaft 2, but shaft 3 is the drive shaft of the transmission driven by the motor., Then the legs of frames 37 and 41 must not be used, but the legs of frames 28 and 33 must be used as a rule lever.
In Fig. 4 a modified Ausfüh tion is shown. In her are between the thrust bearings 16, which support the conical disks 4, 5, and the conical disks themselves He bel 47, which are mounted around the shaft 2 in the cone disc hubs, with their outer arms against the curve pieces supporting the thrust bearings 16 11 place and engage with the inner arms in a sleeve 48, which sits in the disks close on the shaft and on which the conical disks can be rotated, but are slidably mounted in the axial direction. The curve pieces 11 sit in a non-rotatable manner, but can be slid on the disc hubs.
Another difference compared to the design according to FIGS. 1 to 3 is that a larger number of wedge surfaces 49 are provided as force-transmitting surfaces on the curve pieces 11 and .den sleeves 14 and rollers 50 are inserted between the wedge surfaces. Otherwise, the design corresponds to that of FIGS. 1 to 3.
In the embodiment according to FIGS. 5 and 6, the transmission again has two parallel shafts 2 and 3. On shaft 2 there is a conical disk 4 which can be displaced and cannot be rotated, and a conical disk 5 which can be rotated but cannot be displaced, a conical disk 6 which cannot be displaced and cannot be rotated on shaft 3, and a conical disk 7 which cannot be rotated but which can be rotated their outside a double cylinder 51 respectively. 52, which cylinder over on, the shaft 2 respectively. 3 "stuck" pistons 53 and 54 or 55 and 56 grip.
Each cylinder space 57 of the two double cylinders 51 and 52 is connected to an oil pump 58 through pipes, bushings and bores in the shafts 2 and 3 and the pistons 54 and 55, while the other cylinder spaces 59 of the two double cylinders in ent In a corresponding manner, they are connected to a second oil pump 60.
On one end of the shaft 2 sits firmly a limited by radial surfaces wing piston 61, the radial bores 62, which are in communication with the bore of the shaft 2, so that .through it -01 can flow men. The vane piston 61 is enclosed by a cylindrical housing 63 which is rigidly connected to the drive shaft 64.
It has in its interior abutment 65 (Fig. 6) through which holes 66 lead. Pressure spaces 69 and 70 are present between the abutment 65 and the radial surfaces of the vane piston 61.
Through control edges on the outer surface of the vane piston 62 and on the inner surface of the housing 63, control slots (inlet slots) 67 and 68, through which the oil can flow out of the bores 62 into the pressure spaces 69 and 70, and control slots (outlet - Slots) 71 and 72 formed, .which lead from the pressure chambers 69 and 70 into the bores 66 and through which the 01 can flow out of the pressure chambers into the open.
On the shaft 3 sits a corresponding vane piston, which 01 is fed through the bore of the shaft 3 and which is given by a housing 73 identical to the housing 63, -that is firmly connected to the shaft 74 to be driven.
The oil conveyed by the two pumps 58 and 60 flows radially outward through the bores 62 of the vane pistons. When the transmission is unloaded, the vane pistons and their housings have the position shown in FIG. 6 to one another. The control slots 67 and 68 are equally wide open so that the 01 can enter the pressure chambers 69 and 70 through them. The control slots 71 and 72 are also open, and the 101 can get out of the pressure chambers through the bores 66 into the open.
If, under the influence of a drive torque on the shaft 64, the housing 63 is rotated in the clockwise direction relative to the vane piston 61, the control slots 68 and 72 close partially or completely, while the slots 67 and 71 are opened further. The pressure oil then passes through the inlet slots 67 into the pressure chambers 69, from which it cannot flow sufficiently or not at all through the partially or completely closed outlet slots 72. As a result, the pressure oil transfers the BEZW on the shaft 64. the Ge housing 63 exerted torque on the vane piston 61 and thus on the shaft 2.
The greater the torque on the shaft 64, the more the housing 63 is rotated against the vane piston 61, the more: the outlet slots 7? closed and consequently the greater the pressure in the pressure chambers 69. This control device in the network of the pump 58 thus produces a pressure which is proportional to the torque transmitted to the transmission shaft 2.
In a corresponding manner, an oil pressure is formed in the network of the pump 60 which is proportionally equivalent to the torque acting on the transmission shaft 3. The oil pressure from the pump 58 acts both in the cylinder chamber 57 in front of the piston 54 on the conical disk 5 and in the cylinder chamber 57 in front of the piston 55 on the conical disk 7. The oil pressure from the pump 60 also acts to clear the two cylinders 59 in front of the piston 53 on the conical disk 5 and in front of the piston 56 on the conical disk 7. The disks are constantly pressed against the transmission belt with the sum of the two oil pressures.
The contact force is therefore always the same as the sum of the torques on both gear shafts. To regulate the transmission, at least one of the two conical disks of each pair, in the present case the disk 5 and the disk 7, is axially displaceable in a known manner. The device for the displacement is not designated.
In the embodiment according to FIGS. 7 and 8, a drive motor 75 drives a shaft 76 which carries the star 77 of a planetary gear 78. Of the other two links of the planetary gear 78, one wheel 79 sits firmly on the shaft 2 of the continuously variable transmission, while the other wheel runs loosely on this shaft.
The shaft 2 carries the two mutually displaceable and ge gene rotation secured conical disks 4 and 5, while the conical disks 6 and 7 also sit securely on the second shaft 3 of the transmission. The V-belt 10 runs between the conical pulley pairs. Two control levers 81 and 82 are used to regulate the transmission. 84 can be pivoted by means of a screw spindle 85 and act on the hubs of the conical disks.
The pins 83 and 84 are mounted in nuts, which are set on a threaded spindle 86 to the right or to the right. Left-hand thread run. By turning the spindle 86, the pins 83 and 84 can therefore be brought closer to or removed from one another, whereby the conical pulleys can be pressed more or less against the V-belt 10 regardless of the position determined by the control.
On the output shaft 3 of the transmission sits the sun gear 87 of a planetary gear 88, whose star 89 is connected to the shaft 90 to be driven, while the outer gear 91 sits loosely on this shaft.
The wheel 80 of the planetary gear 78 carries an external toothing 92 which engages in a front wheel 93 seated on the threaded spindle 86. Likewise, the external gear 91 of the planetary gear 88 is in engagement by an external toothing 94 via an intermediate gear 95 with a further, also, on the Ge threaded spindle 86, seated spur gear 96.
The device works in the following way: If the outer gear 80 of the planetary gear unit 78 is held, then the rotation of the shaft 76 clockwise and the rotation of the planet star 77 in the same direction of rotation also the sun gear 79 with the shaft 2 in the same direction rotates . Since the outer wheel 80 wants to rotate in the same direction, a counterforce acting in the opposite direction to the direction of rotation of the shaft 76 is required to fix it. It is supplied by the spur gear 93 sitting on the threaded spindle 86.
Conversely, a force is exerted on this wheel which is equal to this counterforce and which is in a fixed ratio to the torque acting on the shaft 76 or 2.
The rotation of the shaft 2 is carried by the V-belt 10 on the second conical pulley pair 6, 7 and .that on the shaft 3: which also rotates in the clockwise direction. When the outer gear 91 of the planetary gear 88 is held, the rotation of the sun gear 87, which sits on the shaft 3, acts a rotation of the Pla netensternes 89 and thus to drive the shaft 90 in the same direction. Since the outer wheel 91 wants to rotate in the opposite direction, it exerts a back pressure on the inter mediate wheel 95 that wants to turn this wheel clockwise.
The wheel 96 thus receives a drive in the same direction as the wheel 93 from the wheel 80. Since the two wheels 93 and 96 are both firmly seated on the threaded spindle 86, they exert a torque on this spindle Sum of the two torques exerted on shafts 2 and 3: ratio is the same. With a force corresponding to this sum, the two pairs of conical pulleys 4, 5 and 6, 7 are now pressed against the V-belt 10 with the aid of the control levers 81 and 82.
If the torque increases on one of the shafts 2 or 3, then the wheel 93 respectively. 96 rotated counterclockwise. As a result of the associated rotation of the threaded spindle 86, the two nuts with the pins 83 and 84 are brought closer to one another. As a result, the pressure of the conical pulleys on the V-belt is increased according to the increased torque and thus adapted to the increased circumferential force transmitted through the belt.