Reibrädergetriebe mit stufenlos veränderbarer Übersetzung Die Erfindung bezieht sich auf ein Reib rädergetriebe mit stufenlos veränderbarer Übersetzung, welches dadurch gekennzeichnet ist, dass die Kraftübertragung über verschieb liehe Kegelrollen erfolgt, die sich an Kraft übertragungsmitteln abstützen und abwäl zen.
Ausführungsbeispiele des Erfindungsge genstandes sind in der Zeichnung dargestellt und nachfolgend beschrieben.
In der Fig. 1 ist mit 1 die Antriebswelle bezeichnet, die einen Treibkomas 2 treibt. Dieser Treibkonus 2 überträgt seine Drehzahl auf die Kegelrollen 3. Die Kegelrollen 3 be sitzen Lagerzapfen 4, die sich im Lager 5 drehen, wobei diese Lager 5 auf dem dreh baren Lagerträger 6 radial verschieblich ge lagert sind. Dieser Lagerträger 6 übernimmt dann das von der Antriebsseite übertragene Drehmoment zur Weiterleitung auf die Ab triebswelle 7. Die Drehmomentübertragung kann dadurch erfolgen, dass ein feststehender Stützring 8 vorhanden ist, der in der gezeich neten Stellung die Kegelrollen mit ihrem Lager träger 6 nur sehr langsam tun die Achse der Wellen 1 und 7 umlaufen lässt. Durch Ver schieben des Stützringes 8, geführt bei 9, längs der Hohlwelle 11, lässt sich die Drehzahl verändern.
Man erkennt aus der Fig. 1, dass, wenn beispielsweise bei der Abtriebswelle 7 ein starkes Lastmoment auftritt, die Klatenkupp- lung 12 diese Last weiter an den Lagerträger 6 gibt, der wiederum die Rollen 3 an den Stützring 8 drückt. Da die Rollen zur Achse der Wellen 1 und 7 radial verschieblich sind, werden sie gleichmässig an den Stützring 8 angepresst und an den Treibkonus 2 radial mit gleichen Kräften, so dass immer eine schlupffreie und gute Kraftübertragung ge währleistet ist.
Bei der Ausführung nach Fig. 2 weisen die Kegelrollen eine andere Achsrichtung auf, insbesondere ist diese Ausführung dafür ge eignet, die Drehzahl von Null nach der einen oder andern Richtung zu regeln. Der Trä ger 13 der Kegelrollen 3 ist fest mit der An triebswelle 1 verbunden, so dass die Rollen mit der Drehzahl dieser Welle umlaufen. Die Rollen 3 sind aber in ihrer Achse längsver- schieblich und besitzen ein Zahnrad 14, wel ches mit einem feststehenden, jedoch ab kuppelbaren Zahnrad 15 kämmt. Weiter ist auch der Stützring 16 drehbar angeordnet.
Der Treibkontakt zwischen den Kegelrollen 3 und dem Stützring 16 wird durch Flieh kraft erzeugt. Bei diesem Getriebe, das insbe sondere für die Übertragung hoher Dreh zahlen geeignet. ist und bei dlem der Stützring 16 auf dem Kegelmantel in der einen oder andern Richtung durch die Mitnahmevorrich- tung 17 verschoben werden kann, die beispiels weise hydraulisch durch die Vorrichtung 1<B>8</B> hin und her bewegt werden kann, tritt dann,
wenn der Stützring 16 sich an der Stelle 19 vorbeibewegt, die Drehrichtungstunkehr ein. Diese Stelle 19 ergibt, sieh aus dem Schnitt punkt: Kegelmantelerzeugende 20 des Zahn kranzes von 15 mit dem Kegelmantel der Rolle 3. Dabei muss diese Erzeugende 20 so gewählt werden, dass sieh die Mittelachse 21 der Kegelrolle mit der Erzeugenden 20 auf der Mittellinie der Antriebswelle 1 schneidet. Der drehende Stützring 16 überträgt dann mit Hilfe eines Teils der Mitnahmevorrich tung 17 seine Drehzahl auf den Aussenkranz 22. Dieser Aussenkranz 22 bildet einen Teil eines an sieh bekannten Umlaufgetriebes mit den Rädern 23 und 24, welches Getriebe ein Leistungssummierungsgetriebe darstellt und dieLeistung auf die Abtriebswelle7überträgt.
Beim Getriebe der Fig. 2 ist auch die Möglich keit vorhanden, eine direkte Durchschaltung von der Antriebs- zur Abtriebswelle durchzu führen, wenn nämlich den Stützring 16 auf dem Mantel der Rolle 3 die Stellung erreicht, dass der Regelbereich erschöpft ist, dann löst eine vorzugsweise z. B. elektrisch betätigte Kupplung 25 den Zahnkranz 15 vom Gehäuse, so dass dieser leer mitläuft, dafür wird dann die Kupplung 26 eingerückt, um den Stütz ring 16 mit der Antriebswelle 1 zusammenzu schliessen und das Umlaufsgetriebe zu einer drehenden Einheit zu blockieren.
Die Fig. 3 und 4 zeigen noch weitere Möglichkeiten, wie Stützringe in bezug auf die versehieblichen Kegelrollen angeordnet wer den können. Gemäss Fig. 3 ist der Antrieb zwischen den Kegelrollen angeordnet, und beim Getriebe nach Fig. 4 sollen die Antriebs mittel an den Seiten der Kegelrollen angrei fen. Die Funktion kann die gleiche wie beim Getriebe nach Fig. 1 oder 2 sein, nur können bei den Getrieben nach Fig. 3 und 4 die Ke gelrollen, da sie in Reihen parallel arbeiten, grössere Kräfte übertragen.
Fig. 5 zeigt ein Getriebe, bei dem die An triebswelle 35 auf der Abtriebsseite in einem Hohlteil der Abtriebswelle 36 und auf der Treibseite im Gehäuse gelagert ist. Der Rollen träger 37 ist drehbar und axial verschiebbar auf der Treibwelke 35 gelagert. Der Treib- konus 38 ist dagegen fest mit der Treibwelle verbunden und diese mittels der Kugellager 39 und 40 an der Lastkupplung 41, 42, 52 axial abgestützt. Letztere ist über ein Gegen- drueklager 43 mittels Tellerfedern 44 nach dem entsprechenden Lastdruck vorgespannt, dessen Federkraft durch eine im Gehäuse 45 schraubbare Mutter 46 von aussen nachstell bar ist.
Die beiden Kupplungshälften 41 und 42 sind zwecks gegenseitiger Führung inein andergeschoben, und es trägt die äussere Kupplungshülse 41 Keile 47, längs welcher die Verstellbüchse 48 und der mit ihr fest verbundene Stützring 49 mittels Muffe 50 und daran abgestütztem Hebel 51 entspre- ehend denn Drehzah labgriff verschieblich sind.
Zwischen den beiden Kupplungshälften, die zusammenpassende Stirnverzahnung ha ben, liegen zwecks leichten Ansprechens Kupplungsrollen oder Kugeln 52, welche die beiden Kupplungshälften bei Einleitung eines Drehmomentes auseinandertreiben und so den Treibkonus 38 unter axialem Druck halten. Letzterer drückt die Rollen 53 über die bei- den Stützringe 54 radial gegen den äussern Stützring 49, der sieh entsprechend der Rollenzahl umlaufend verformt.
Radiale Anpressung und Fliehkraft erge ben zusammen die Anpresskraft zwischen den Teilen 49 und 53, und Umfangskraft am Ring 49 wird über die Kupplung 41, 42, 52 an die Abtriebswelle 36 abgegeben. Die Rollen 53 sind in den Lagern druckentlastet, da sieh der Rollenträger 37 auf der Welle 35 axial verschieben und die seitlichen Stützflächen und. äussern Treibkontakte spannungsfrei ein spielen kann.
Fig. 6 zeigt ein Getriebe mit demselben Aufbau wie das Getriebe naeli Fig. 5, jedoch mit dem Unterschied, dass die Rollen 60 auf Zapfen 61 eines freifliegenden Ringes 62 drehbar und axial verschieblich aufgesteckt. sind und von einem Treib- und Anpresskontis 63 gegen die sie führenden seit lichen Stützbahnen 64 angedrückt werden, wo bei das Drehmoment auf das seitiliche Zahn- stÜtzrad 65 mittels eines an den.
Rollen be- festigten Kegelrades 66 abgeeützt ist. Die Rollenlager sind hierbei völlig lastfrei und die Lagerzapfen 61 dienen nur zur Abstandhal- tung ,der Rollen zueinander, während die an- fälligen Anpresskräfte und Fliehkräfte di rekt über die Rollen auf den äussern Stütz ring 67 übertragen werden.
Fig. 7 zeigt ein Getriebe mit demselben Aufbau wie das Getriebe nach Fig. 5, jedoch mit dem Unterschied, dass die Rollen 68 auf Achsen 69 drehbar und axial verschieblich aufgesteckt und letztere an einem Rollen träger 70 befestigt, sind. Dieser Rollenträger 70 ist mit der Treibwelle drehfest, jedoch axial verschieblich verbunden und überträgt das Drehmoment mittels eines an den Rollen 68 befestigten Kegelrades 77 auf das am seit liehen Stützring gebildete Kegelrad 72, während die lastabhängige Anpresskraft über einen auf der Treibwelle leer unilaufenden Anpressring 73 erfolgt, dessen Kraft über die Rollen 68, abgestützt von den beiden seit lichen Stützflächen 74, direkt radial auf den äussern Stützring 75 übertragen wird.
Auch bei dieser Ausführung sind die Rollenlager und Zahnräder von der Anpress- kraft völlig frei gehalten.
Fig. 8 zeigt eine Ausführung mit dem selben Aufbau wie die Vorrichtung nach Fig. 5, jedoch mit dem Unterschied, dass die Rollen 77 lagerfrei sind und nur auf der einen Seite von einem Anpresskonus 78, der die lastabhängige Anpresskraft auf die Rallen überträgt und diese gegen die seitlichenStütz- flächen 80 sowie, zusätzlich der Fliehkraft, gegen den äussern Stützring 81 presst, abge stützt sind, während das Drehmoment von einem auf der Treibwelle befestigten Zahn rad 82 über auf den Rollen befestigte Zahn räder 83 auf die gleichfalls auf den Rollen befestigten Stützräder 84 und schliesslich an die seitlichen Zahnräder 85 übertragen wind. Die Abstandführung der Rollen erfolgt aus schliesslich von den Zahnrädern, den seitli chen Stützflächen und den Rollen.
Die beiden Freiheitsgrade der Rollen in axialer und radialer Richtung sind gegeben, so dass die Rollen bei wechselnder Anpress- kraft und Fliehkraft spannungsfrei geführt sind.
Einige Ausführungsheispiele sind für die Übertragung hoher Drehzahlen und hoher Drehmomente, das heisst hoher Leistungen, geeignet, ohne dass durch eine wesentliche Er wärmung im Getriebe, beispielsweise durch Lagerreibung oder Schlupf, die Beanspru chung des Getriebes zu hoch wird und durch Abnutzungserscheinungen das Getriebe nicht mehr betriebssicher ist.
Die Kraftübertragung erfolgt über die Kegelrollen vorzugsweise derart, dass der kleinen Abtriebsdrehzahl der grosse Abwälz- radius der Rollen zugeordnet ist und dass mit zunehmendem Lastmoment eine zunehmende Anpressung der die Kraft übertragenden Kegelrollen auf einen Treibkonus und, zu sätzlich zur jeweils auftretenden Fliehkraft stützung, auf den Stützring erfolgt. Dies ist z. B. bei Anwendung des Getriebes bei Textil- oder Werkzeugmaschinen, oder in Fahrzeu gen, wo mit wechselnden Lastmomenten zu rechnen ist, von besonderem Vorteil.
Friction gear transmission with continuously variable translation The invention relates to a friction gear transmission with continuously variable translation, which is characterized in that the power transmission takes place via displaceable lent tapered rollers, which are supported on power transmission means and roll off.
Embodiments of the subject invention are shown in the drawing and described below.
In FIG. 1, 1 designates the drive shaft which drives a driving coma 2. This drive cone 2 transmits its speed to the tapered rollers 3. The tapered rollers 3 be seated bearing journals 4 that rotate in the bearing 5, these bearings 5 are superimposed on the rotating ble bearing carrier 6 radially displaceable ge. This bearing bracket 6 then takes over the torque transmitted from the drive side for transmission to the drive shaft 7. The torque can be transmitted in that there is a fixed support ring 8, which in the position shown the tapered rollers with their bearing 6 only very slowly the axis of shafts 1 and 7 can rotate. By pushing the support ring 8, guided at 9, along the hollow shaft 11, the speed can be changed.
It can be seen from FIG. 1 that if, for example, a strong load torque occurs on the output shaft 7, the cleat coupling 12 passes this load on to the bearing carrier 6, which in turn presses the rollers 3 against the support ring 8. Since the rollers are radially displaceable to the axis of the shafts 1 and 7, they are evenly pressed against the support ring 8 and radially against the drive cone 2 with the same forces, so that a good and slip-free power transmission is always guaranteed.
In the embodiment according to FIG. 2, the tapered rollers have a different axial direction; in particular, this embodiment is suitable for regulating the speed from zero in one direction or the other. The Trä ger 13 of the tapered rollers 3 is firmly connected to the drive shaft 1, so that the rollers rotate at the speed of this shaft. The rollers 3, however, are longitudinally displaceable in their axis and have a gear wheel 14 which meshes with a stationary gear wheel 15 which can, however, be disengaged. The support ring 16 is also rotatably arranged.
The driving contact between the tapered rollers 3 and the support ring 16 is generated by centrifugal force. In this transmission, which is particularly suitable for the transmission of high speeds. and when the support ring 16 can be moved on the conical surface in one direction or the other by the entrainment device 17, which, for example, can be moved hydraulically back and forth by the device 1 8, occurs then,
when the support ring 16 moves past the point 19, reverse the direction of rotation. This point 19 results, see from the intersection point: cone surface generating 20 of the ring gear of 15 with the conical surface of the roller 3. This generating line 20 must be selected so that you see the central axis 21 of the tapered roller with the generating line 20 on the center line of the drive shaft 1 cuts. The rotating support ring 16 then transmits its speed to the outer ring 22 with the help of part of the drive device 17. This outer ring 22 forms part of a known epicyclic gear with the wheels 23 and 24, which gear is a power summation gear and transmits the power to the output shaft 7.
In the transmission of FIG. 2, there is also the possibility of direct switching from the drive shaft to the output shaft, namely when the support ring 16 on the shell of the roller 3 reaches the position that the control range is exhausted, then one preferably triggers z. B. electrically operated clutch 25, the ring gear 15 from the housing, so that it runs idle, the clutch 26 is then engaged to close the support ring 16 with the drive shaft 1 and to block the epicyclic gear to a rotating unit.
3 and 4 show other ways in which support rings are arranged with respect to the accidental tapered rollers who can. According to FIG. 3, the drive is arranged between the tapered rollers, and in the case of the transmission according to FIG. 4, the drive means are to be used on the sides of the tapered rollers. The function can be the same as in the transmission of Fig. 1 or 2, only the Ke can gel rollers in the transmission of Fig. 3 and 4, since they work in parallel in rows, transmit greater forces.
Fig. 5 shows a transmission in which the drive shaft 35 is mounted on the output side in a hollow part of the output shaft 36 and on the drive side in the housing. The roller carrier 37 is rotatably and axially displaceably mounted on the driving wreath 35. The drive cone 38, on the other hand, is firmly connected to the drive shaft and the drive shaft is axially supported on the load coupling 41, 42, 52 by means of ball bearings 39 and 40. The latter is preloaded via a counter thrust bearing 43 by means of plate springs 44 according to the corresponding load pressure, the spring force of which can be adjusted from the outside by a nut 46 which can be screwed into the housing 45.
The two coupling halves 41 and 42 are pushed into each other for mutual guidance, and it carries the outer coupling sleeve 41 wedges 47, along which the adjusting sleeve 48 and the support ring 49 firmly connected to it by means of a sleeve 50 and lever 51 supported on it corresponding to the speed are movable.
Between the two coupling halves, the matching spur teeth have ben, for the purpose of easy response, coupling rollers or balls 52, which drive the two coupling halves apart when a torque is introduced and thus keep the drive cone 38 under axial pressure. The latter presses the rollers 53 via the two support rings 54 radially against the outer support ring 49, which is deformed circumferentially according to the number of rollers.
Radial pressure and centrifugal force together result in the pressure force between the parts 49 and 53, and the circumferential force on the ring 49 is transmitted to the output shaft 36 via the clutch 41, 42, 52. The rollers 53 are relieved of pressure in the bearings, since the roller carrier 37 moves axially on the shaft 35 and the lateral support surfaces and. external drive contacts can play in stress-free.
Fig. 6 shows a gear with the same structure as the gear shown in Fig. 5, but with the difference that the rollers 60 rotatably and axially slidably plugged onto pins 61 of a free-floating ring 62. are and are pressed by a driving and pressing contact 63 against the lateral support tracks 64 leading them, where the torque on the lateral toothed support wheel 65 by means of a to the.
Rolls attached bevel gear 66 is worn. The roller bearings are completely free of load and the bearing journals 61 only serve to keep the rollers apart from one another, while the prone contact forces and centrifugal forces are transmitted directly to the outer support ring 67 via the rollers.
Fig. 7 shows a transmission with the same structure as the transmission according to FIG. 5, but with the difference that the rollers 68 are rotatably and axially slidably attached to axles 69 and the latter are attached to a roller carrier 70. This roller carrier 70 is connected to the drive shaft in a rotationally fixed but axially displaceable manner and transmits the torque by means of a bevel gear 77 attached to the rollers 68 to the bevel gear 72 formed on the support ring since borrowed, while the load-dependent contact pressure is applied via a pressure ring 73 that is idle on the drive shaft whose force is transmitted directly radially to the outer support ring 75 via the rollers 68, supported by the two support surfaces 74 since union.
In this version, too, the roller bearings and gears are kept completely free from the contact force.
FIG. 8 shows an embodiment with the same structure as the device according to FIG. 5, but with the difference that the rollers 77 are bearing-free and only on one side of a pressing cone 78, which transmits the load-dependent pressing force to the rails and these are supported against the lateral support surfaces 80 and, in addition, the centrifugal force, against the outer support ring 81, while the torque from a toothed wheel 82 attached to the drive shaft via toothed wheels 83 attached to the rollers is also attached to the rollers Support wheels 84 and finally transmitted to the side gears 85 wind. The spacing of the rollers is based solely on the gears, the lateral support surfaces and the rollers.
The rollers have both degrees of freedom in the axial and radial directions, so that the rollers are guided without tension when the contact pressure and centrifugal force change.
Some exemplary embodiments are suitable for the transmission of high speeds and high torques, that is to say high performance, without the stress on the transmission becoming too high due to significant heating in the transmission, for example through bearing friction or slip, and the transmission no longer due to wear and tear is operationally safe.
The power transmission takes place via the tapered rollers preferably in such a way that the large rolling radius of the rollers is assigned to the small output speed and that, with increasing load torque, the tapered rollers that transmit the force are increasingly pressed onto a drive cone and, in addition to the centrifugal force that occurs, on the Support ring takes place. This is e.g. B. when using the transmission in textile or machine tools, or in Fahrzeu conditions, where changing load torques can be expected, of particular advantage.