Stufenlos veränderliches Reibradwechselgetriebe mit grossem Regelbereich Es sind bereits stufenlos veränderliche Reibi-adivecliselgetriebe mit grossem Regel bereieh bekannt. Bei ihnen erfolgt die Kraft- übertragning von den auf der Antriebswelle angeordneten Reibscheiben auf die sie umge- benden ringförmigen und mit der Abtriebs welle in Verbindung stehenden Reibscheiben durch Gegenreibscheiben, die auf einer be- wegliehen parallel. zur Antriebswelle liegen den Zwischenwelle sitzen.
Hierbei sind die Abmessungen der ein zelnen Reibscheibensätze so gehalten, dass die auf der beweglichen Zwischenwelle aufge- braehten Reibseheibenbereiche völlig, das heisst, fast bis an ihre Achse in die Reib seheibenanordnung auf der Antriebswelle ein tauchen, während sie mit ihrem äussersten Rande gerade noch mit der sie umgebenden ringförmigen Reibscheibengruppe des äussern Zentralrades in Eingriff stehen.
Durch Ver grösserung des Abstandes der Zwischenrad aclise von der Antriebswelle können die Zwi- sehenradscheiben auch umgekehrt fast völlig, das heisst, bis fast an ihre Achse in die am äussern Zentralrad angeordnete ringförmige Reibscheibengiazppe eintauchen und dabei gleichzeitig noch mit ihren Rändern in die Reibscheibengruppe der Antriebswelle hinein reichen.
Bei dieser Anordnung von Reibscheiben auf der Zentralwelle und von zugeordneten Reibscheiben auf dem äussern Zentralrad in gleichen Ebenen ergeben sich aber bei Ge trieben für grössere Leistungen, die zu deren Lbertragung mehrere Scheiben benötigen, da durch besondere Betriebsbedingungen, dass z.
B. im eingetauchten Zustande der Zwi- schenra.dscheiben in die Reibscheibengruppe der zentralen Antriebswelle, .die einzelnen Reibscheiben auf der Zwischenradwelle, die beispielsweise als Kegelscheiben ausgebildet sind, ihren grössten Abstand voneinander haben, während gleichzeitig dieselben Schei ben (Reibscheiben) aus der Reibscheiben gruppe des äussern Zentralrades am weitesten herausgezogen sind und damit die äussern Randpartien der einzelnen Kegelscheiben am engsten zusammenliegen.
Hierdurch erfolgt für die Mehrzahl der Kegelscheiben eine ge genüber ihrer Achse sehr grosse Schrägstel lung, wodurch ein einwandfreies Arbeiten des Getriebes in Frage gestellt ist, da die Laufflächen der Reibscheiben, die meistens z. B. als Laufränder ausgebildet sind, nicht mit ihrer Lauffläche aufliegen, sondern nur mit ihren Kanten arbeiten. Dadurch liegt z. B. jeweils von der einen benachbarten Randreibscheibe die äussere und von der an dem benachbarten die innere Laufrandkante auf, was aber ein Arbeiten mit verschiedenen Laufhalbmessern auf ein und derselben K.e- gelreibscheibe und damit eine innere Verlust arbeit ergibt.
Die Verhältnisse werden um so ungünsti ger, je grösser die Leistung des Getriebes ist, da, mit steigender Übertragungsleistung die Zahl der Kegelscheiben steigt.
Ein weiterer Nachteil ist die beschränkte Scheibenzahl, die durch das Schleifen der Randpartien der bis an die Achse in die Ge- genreibscheibengruppe eingetauchten Kegel reibscheiben an den Seitenflächen der Rand scheiben bedingt wird.
Durch den Gegenstand der vorliegenden Erfindung können diese Nachteile behoben werden. Dieses geschieht, gemäss der Erfin dung, dadurch, da.ss die eine von wenigstens zwei, auf einer Zwischenwelle getrennt neben einander sitzenden Reibkörpergruppen mit der ihr zugeordneten, auf einer Zentralwelle aufgebrachten Reibkörpergruppe in stufenlos veränderlicher Übersetzungsverbindung steht, während die zweite, auf der Zwischenwelle sitzende Reibkörpergruppe mit der dieser zugeordneten, am äussern Zentralrad angeord neten,
ringscheibenförmig ausgebildeten Reib- körpergTupp.e in ebenfalls veränderlicher L'bersetzungsverbindung steht.
Die Scheiben der auf jeder Zwischenwelle getrennt angeordneten Reibkörpergruppen können in der verschiedensten Weise a isge- bildet sein, z. B. sowohl als Kegel- als auch als Randreibscheiben, wobei unter Randreib- scheiben, Scheiben mit Laufrand zu verstehen sind.
Jede Reibscheibengruppe der Zwischen welle steht mit dem ihr zugeordneten zentra len Reibscheibensatz in stufenlos veränder licher Übersetzungsverbindung.
Die Gewähr für ein einwandfreies Arbei ten, insbesondere bei grösseren zu übertragen- !en Leistungen, ist nur gegeben, wenn der Kontaktdruck zwischen den im Eingriff Stehenden Reibscheiben die richtige Grösse hat. Diese Bedingung kann z. B. dadurch er füllt werden, dass in an für sich bekannter Weise der Anpressdruck durch eine Kombi nation von Federwirkung und einer von der Belastung abhängigen Nockenwirkung erzeugt wird.
Hierbei sind die Nocken z. B. als Zähne ausgeführt, wobei zur Erreichung bestimmter Abhängigkeiten von der Belastung die Zahn flanken Kurvenform besitzen.
In den beiliegenden Zeichnungen ist in schematischer Form ein Ausführungsbeispiel des Erfindungsgegenstandes dargestellt und auch beschrieben. Fig. 1 zeigt einen Längs schnitt nach A-B in Fig. ?, aus dem das Zu sammenwirken der auf den Zwischenrad- wellen sitzenden Reibseheibengruppen mit. den axial gegeneinander versetzt angeordne ten Reibscheibengru.ppen auf der zentralen Antriebswelle und auf dem Aussenzentra,lrad hervorgeht.
In den Fig. ? bis 5 sind die Querschnitte C-D, D-F, C-11 und 1-K in Fig. 1 dargestellt, und sie veranschaulichen das Eintauchen der auf den Zwischenrad wellen sitzenden Reibscheiben in ihre auf der Zentralwelle sowie an dem Aussenrad sitzen den Gegenreibscheiben, sowie das Zusammen wirken der Gabeln. Fig. 6 zeigt in grösserem Massstab die zentralen Wellen und Naben.
Fig. 7 gibt einen genauen Aufschluss über die schraubenförmigen Flächen der Hülsen, die in einer Ruhestellung (Konstx-liktionsstellung) gezeichnet sind. Fig. 8 stellt in grösserem Masssta.be die Bohrungen der Kegelreibsehei- ben und den Rand einer Ra.ndreibseheibe dar. In Fig. 9 ist eine Keilwelle und in Fig, 10 ein Keil und eine Nut der Laufradscheiben in grösserem Massstab dargestellt.
Im einzelnen bedeuten 1 Zentrale Welle 2 R.eibseheiben auf der zentralen Welle 3 ringförmige Reibscheiben am zentralen Aussenrad (Randreibscheibe) Welle 5 Reibscheiben auf der Zwischenradwelle, in Kegelform ausgebildet.
(Kegelreib- scheiben) 5a Kegelreibscheibengruppe für Zentral welle 5b Kegelreibscheibengruppe für das Aussenrad 6 Zwischenradwelle 7 Aussenrad 8 Anpressseheibe für die zentralen Rand scheiben, in axialer Richtung feststehend 9 Druckfeder für das Aussenrad 10 Nocken einer Hülse (fest, mit Aussenrad verbunden) 11 schraubenförmige Fläche des Nockens 10 12 Nocken einer Hülse (mit Welle 1 fest verbunden)
13 schraubenförmige Fläche des Nockens 12 14 Druckfeder für eine Anpressscheibe 15 Anpresssclieibe, in axialer Richtung ver schiebbar, für die zentralen Randschei ben 16 Anpressscheibe für die Reibscheiben am Aussenrad 17 Anpressscheibe, in axialer Richtung feststehend, für die Randscheiben des Aussenrades <B>18</B> Gehäuseteil 19 Kugellager zu Gehäuseteil 18 20 Gehäuseteil 21 Kugellager zu Gehäuseteil 20 22 Keile auf Anpressscheibe 15 23 Hülse, fest auf zentraler W elle 1 24 Gegenhülse,
lose auf zentraler Welle 1 25 Nocken der losen Gegenhülse 24 26 schraubenförmige Fläche des Nockens '?5 27 Schwenkgabel 28 Sehwenkgabelbolzen D9 Kugellager zur Zwischenradwelle 30 Verstellarm 31 Bolzen am Verstella.rm 32 Gleitstein 33 Verstellring 34 Sehlitze für Gleitstein am Verstellring 35 Tragplatte 36 Tragarm am Gehäuseteil 18 37 Zahnsegment 38 Zahnrad oder Schnecke 39 Ring auf Hülse 42,
zum Tragen der Anpressseheibe 17 40 Keile für Reibscheiben 3 am Aussenraid 41 Gegenhülse, fest. am Aussenrad 7 42 Hülse, fest an Welle 4 43 Nocken der Hülse 42 44 schraubenförmige Fläche zum Nocken 43 In dem gezeigten Beispiel ist die Welle 1 als Antriebswelle und die Welle 4 als Ab triebswelle gedacht. Das Getriebe kann auch umgekehrt, also Welle 4_ als Antrieb und Welle 1 als Abtrieb angebaut werden.
Die Welle 1 ist in dem Kugellager 19 im Gehäuseteil 18 mit. dein einen Ende gelagert, das andere Ende der Welle ist mittels Kugel und Rollenlager in der Welle 4 gelagert. Die Welle 4 ist mit dem Kugellager 21 in dem , Gehäuseteil 20 gelagert, und so bildet die Welle 1 in Verbindung mit Welle 4 eine zen trale geteilte durchgehende Welle.
Der Gehäuseteil 18 oder 20 kann am Motor oder einem andern Gestell befestigt oder an gebaut werden. Jedes Gehäuseteil kann auch ein Bestandteil einer Maschine sein.
Auf der Welle 1 ist die Hülse 23 dreh- und axia.lfest befestigt. Die Stirnfläche der Hülse 23 hat Nocken 12. Die seitlichen Flächen 13 des Nockens sind schraubenförmig ausgebildet, wie es die Fig. 7 zeigt. Den Nocken der Hülse 23 ist eine Gegenhülse 24 mit den entgegengesetzten Nocken 25 und schraubenförmigen Flächen 26 gegenüber an geordnet.
Diese Gegenhülse 24 ist mit der Anpress- scheibe 15 fest verbunden. Zwischen der Hülse 23 und der Anpressscheibe 15 ist die Druckfeder 14 eingesetzt, welche über die Anpressscheibe 15 die Laufrandreibscheiben 2 zusammenpresst. Dieser axiale Druck der Feder wird durch die Anpressscheibe 8 auf genommen, welche lose drehbar und axial verschiebbar auf der Welle 1 sitzt.
Die zen tralen Laufrandreibscheiben 2 sind axial ver schiebbar auf der Nabe der Anpressscheibe 15 aufgereiht und werden durch die Keile 22, die in die Nabe der Anpressscheibe 15 einge arbeitet sind, mitgenommen. Die Bohrungen der Lau,frandreibscheiben 2 sind für die Keile 22 entsprechend ausgearbeitet (siehe Fig. 10).
Die Reibscheiben 2 an der zentralen Welle 1 sind in diesem Ausführungsbeispiel mit einem schmalen kegeligen Laufrand am Um fange als La.ufra.ndreibscheiben ausgebildet, wie es Fig. 8 zeigt. Die ringförmigen Reib scheiben 3 am zentralen Aussenrad sind eben falls so ausgebildet, nur dass der kegelige Laufrand an dem innern Umfang liegt. Die Reibscheiben auf der Zwischenra.dwelle sind hier als beiderseits konische umlaufende Scheiben ausgeführt und werden Kegelreib- scheiben genannt.
Die Kegelreibscheiben 5 sind in zwei Gruppen (Kegelreibscheibengruppe 5a und 5b) lose axial verschiebbar auf der Zwischen radwelle 6 aufgereiht. Die zur Welle 1 par allele Welle 6 ist als Keilwelle ausgebildet (siehe die Fig. 9). Die Bohrungen der Kegel reibscheiben 5 haben dasselbe Profil wie die Keilwelle und haben auf ihrem Wellensitz entweder ein so grosses Spiel oder aber sind so ballig ausgearbeitet (siehe Fig. 8), dass sie gewisse Schräglagen gegenüber der Welle zur senkrechten Ebene einnehmen können.
Durch die Ausarbeitung wird bei der axialen Ver schiebung ein Klemmen dieser Scheiben auf der Welle vermieden: Am Umfange der La.ufrandreibscheiben 2 gmeifen mindestens zwei, im gezeigten Falle drei Kegelreibscheibengruppen 5a. auf je einer Welle 6 an.
Die Schwenkgabel 27 ist so ausgebildet, dass die Kegelreibscheibengruppen 5a und 5b zwischen den Gabelenden sich mit der Welle 6 drehen können. Die Gabelenden haben Ku gellager, in denen die Welle 6 gelagert ist. Die Sehwenkga.bel 27 ist mittels Schwenk gabelbolzen 28 in dem Gehäuseteil 18 auf der einen Seite und auf der andern Seite in der Tragplatte 35 schwenkbar gelagert. Die Trag platte 35 ist durch drei T-förmige Tragarme 36, die an das Gehäuseteil 18 gegossen sind, fest mit diesem verbunden. An der Schwenk gabel 27 ist ein Verstellarm 30 angebracht.
Am Ende des Verstellarmes 30 ist ein Bolzen eingeschlagen, auf dem ein Gleitstein 32 sitzt.
Um bei dem feststehenden Getriebe die Drehzahl regeln zu können, ist innen am Ge häuseteil 18 ein Verstellring 33 angebracht. Dieser hat für jede Verstellgabel 27 mit Gleitsteine 32 einen Schlitz 34, worin die Gleitsteine 32 gleiten. Auf dem Verstellring 33 ist ein Zahnsegment 3 7 angeschraubt, in welchem ein Zahnrad 38 oder Schnecke ein greift. Zur Änderung der Umdrehungszahl ,der Welle 4 wird das Zahnrad 38 (Schnecke) bewegt. Die Bewegung wird auf das Zahn segment 37 übertragen und somit. auch auf den Verstellring 33.
Die Schwenkgabeln 27 sind an dem feststehenden Gehäuse sch-%venk- bar gelagert und durch das Verdrehen des Verstellringes werden die Schwenkgabeln über die Gleitsteine, Bolzen und Verstellarme um die Schwenkgabelbolzen geschwenkt. Das hat zur Folge, da.ss die Welle 6 mit den Ke- gelreibscheibengruppen 5a und 5b den Ab stand zur zentralen Welle 1 verändert.
Durch die Bewegung wird die Kegelreibseheiben- gruppe 5a mehr oder weniger tief zwischen die Lau,frandreibseheiben 2 gedrückt. Sie ar beiten auf diese Weise je nach Eintaueh- tiefe mit einem verschieden grossen Laufrad halbmesser und damit. auch mit einem ver schieden grossen Übersetzungsverhältnis.
Durch die Kegelform der Reibscheiben 5 müssen die Laufrandreibseheiben 2 verschie den weit auseinander stehen, und zwar um so weiter, je tiefer die Kegelscheiben 5 eintau chen. Infolge der leichten axialen Verschieb barkeit. der La.ufrandreibscheiben \? können sich diese immer auf den Abstand einstellen, der den jeweiligen, zwischen den Lauf rädern befindlichen Kegelreibscheibenteilen entspricht. Auch durch die leichte axiale V er sehiebbarkeit der Kegelreibscheiben auf der Zwischenra:dwelle stellen sieh diese immer auf den notwendigen Abstand voneinander ein.
Da die Kegelreibseheiben der einen Reib scheibengruppe 5a auf der Zwischenwelle 6 aber nur mit den Laufrandreibseheiben 2 in Eingriff stehen und nicht. noch gleichzeitig mit einer andern Gegenr eibseheibengruppe, wodurch eine Schrägstellung einzelner Reib scheiben erzwungen werden würde, laufen alle Reibscheiben in praktisch zu ihren Wellen senkrecht stehenden Ebenen. Hier durch besteht nicht die Möglichkeit, dass die Kegelreibscheiben mit. zwei verschieden grossen Halbmessern arbeiten.
Desgleichen ist dadurch ein Schleifen der Randpartien der Kegelreibscheiben 5 an den Seitenflächen der Laufrandreibscheiben 2, was nur bei sehr sehräg zu ihrer Achse laufenden Reibscheiben eintreten kann, vermieden. Wenn die Kegel reibseheibengruppe 5a völlig, das heisst, bis fast, an ihre Achse zwischen die, auf der Welle 1 sitzenden Laufrandreibscheiben 2 eintati,ehen, haben die beiden Anpressseheiben R, 15 ihren grössten Abstand voneinander.
Wird dagegen die Kegelreibscheibengruppe 5a fast ganz aus der mit ihnen in Eingriff stehenden Gegenreibseheibengruppe heraus gezogen, so rücken die Laufrandreibscheiben \? unter dem Druck der axial verschiebbaren Anpressseheiben 15 näher zusammen. Den 1)ruek auf die axial verschiebbare Anprel3- selleibe 15 bewirkt die Druckfeder 14.
Der von der Anpressseheibe 15 auf die Laufrand reibseheiben \? ausgeübte Druck muss eine sol ehe Grösse haben, dass der zwischen den Reib- selleiben erforderliche Kontaktdruck für die jeweils zu übertragende Leistung sicher ge- w iilirleistet ist. Der für die verschiedenen Ubertragingsleistungen erforderliche Druck wird durch eine Kombination von Federkraft und Noekenwirkung erzeugt.
Die Druckfeder 14 wirkt hierbei unabhängig von der jeweils vom Getriebe zu übertragenden Leistung und der jeweiligen Drehzahl auf die in axialer Richtung bewegliche Anpressseheibe 15. Hier durch wird auch bei geringer Last be ziehungsweise Leerlauf des Getriebes ein gewisser Anpressdriick ausgeübt und ein Durelli@n,tschen des Getriebes verhindert.
Von den Nocken 12 wird ein Anpress- druck der Reibscheiben in Abhängigkeit von dein zu übertragenden Drehmoment erzeugt, wodurch eine ausreichende Grösse dieses Druckes auch bei grösseren Belastungen ge währleistet ist und bei kleinen Belastungen unnötige Reibungsverluste durch zu hohe Anpressdrticke vermieden werden.
Sobald ein Drehmoment auf der zentralen Welle 1 ausgeübt wird, werden die schrau benförmigen Flächen der Hülse 23, die fest mit der Welle 1 verbunden ist, gegen die sehraubenföinnigen Flächen 26 der Gegen hülse 24 gedrückt. Durch das gegenseitige Verdrehen der Hülsen 23, 24 wird eine in axialer Richtung wirkende Kraftkomponente erzeugt und die bewegliche Anpressscheibe 15, die mit der Hülse 24 fest verbunden ist, gegen die Laufrandreibscheiben 2 gepresst.
Mit .der Welle 4 ist die Hülse 42 fest ver bunden. Die Stirnfläche der Hülse 42 ist mit. Nocken 43 versehen, und die Flächen 44 sind schraubenförmig, geformt. Auf den Enden der Nocken 43 der Hülse 42 ist der Ring 39 für die Anpressscheibe 17 fest. aufgesetzt und ist gleichzeitig Gegenlager der Druckfeder 9. Die Gegenhülse 41 ist ebenfalls mit schrau benförmigen Flächen 11 und Nocken 12 aus gebildet und fest mit dem Aussenrad 7 ver bunden.
In ähnlicher Weise wie oben beschrieben wirken die Feder 9 und, über die schrauben förmigen Flächen 11, die Nocken 10 der auf das in axialer Richtung verschiebbare Rad 7 und die mit diesem verbundene Anpress- scheibe 16 auf die Randreibseheiben 3 ein.
Die Randreibscheiben 3 sind mit dem Aussen rad 7, das als Trommel ausgebildet ist, dreh fest verbunden, das heisst, die Randreibschei- ben 3 gleiten auf und zwischen den Keilen 40 an der Innenseite des Aussenrades in axialer Richtung, um sieh ,der jeweiligen Dicke der zwischen den Laufrändern der Randreibscheiben 3 befindlichen Kegelreib- scheiben anzupassen.
Die mit den Randreib- scheiben 3 des Aussenrades 7 in Eingriff stehenden Kegelreibscheiben 5 der Zwischen welle 6 bilden eine Gruppe für sich (.die Kegelreibscheibengruppe 5b) und sind von der oben beschriebenen Kegelreibscheiben- gruppe 5cc, die mit den Randreibscheiben 2 in Eingriff stehen, getrennt angeordnet.
Auch die Kegelreibscheibengruppe 5b, die mit der aus Randreibseheiben 3 bestehenden Gruppe zusammenarbeitet, laufen in prak tisch senkrecht zu ihrer Welle stehenden Ebenen, wodurch ebenfalls beide Seiten einer Kegelreibseheibe 5 zu gleicher Zeit mit dem selben Laufhalbmesser arbeiten. Desgleichen ist die Gefahr des Schleifens der Kegelreib- scheiben 5 mit ihrem äussersten Rand an den Seitenflächen der Randreibscheiben 3 ver mieden.
Da beide auf der Zwischenwelle 6 getrennt voneinander angeordnete Kegelreibscheiben- gr@ippen 5ca und 5b derart mit ihren Gegen reibscheiben 2 und 3 in Verbindung stehen, dass jeweils, wenn eine Kegelreibscheiben- gxuppe am tiefsten in die ihr zugeordnete Ge- genreibscheibengrippe eintaucht, die andere auf derselben Welle (6) sitzende Kegelreib- seheibengruppe gerade fast aus der ihr zu geordneten Gegenreibscheibengruppe heraus gezogen ist oder umgekehrt, ergibt sich, dass immer dann,
wenn die Kegelreibscheiben der einen Gruppe dicht zusammenstehen, die Ke- gelreibscheiben der andern benachbarten aber getrennt angeordneten Gruppe weit auseinan- dergezogen sind. Die Anordnung kann hierbei so getroffen sein, dass beim Zusammenrücken der Scheiben der einen Kegelreibsch.eiben- gruppe der dadurch frei werdende Raum von den auseinander rückenden Kegelreibscheiben der andern Gruppe eingenommen wird und ebenso auch umgekehrt.
Durch diese Massnahme wird die Baulänge des Getriebes sehr klein, was für viele Zwecke von grosser Bedeutung ist. Das wechselseitige Einnehmen ihrer, durch das Zusammen rücken der einen oder andern Kegelreibschei- bengruppe freiwerdenden Räume ist dadurch ermöglicht worden, dass die in axialer Rich tung feststehenden Anpressscheiben (8, 17) an den voneinander abgewendeten Seiten der beiden Kegelreibscheibengruppen sitzen, wäh rend die beweglichen Anpressscheiben (15, 16) innen zwischen den beiden Kegelreib- scheibengruppen angeordnet sind.
Alle nebeneinander auf einer gemeinsamen Zentralwelle (1 und 4) oder Zwischenwelle (6) aufgebrachten Reibscheiben sind beliebig als Kegelscheiben (5) oder Seheiben mit Laufrand (2, 3) ausgebildet, wobei jedoch alle Scheiben auf einer gemeinsamen Welle, auch diejenigen versehiedener Gruppen, immer nur von der gl.eiehen Art. sind, das heisst, entweder alles Kegel- oder alles Schei ben mit Laufrand.
Die schraubenförmigen Flächen der Nocken 10, 12, 25 und 43 können in v erschie- denen Kurven ausgeführt sein, so dass der durch die Nockenwirkung hervorgerufene An- pressdruel@ sich in verschiedenem Masse mit der Belastung ändert..
Infinitely variable friction gear with a large control range Infinitely variable friction gearboxes with a large control range are already known. With them, the power is transmitted from the friction disks arranged on the drive shaft to the ring-shaped friction disks surrounding them and connected to the output shaft by counter-friction disks which move in parallel on one side. to the drive shaft lie the intermediate shaft.
The dimensions of the individual friction disk sets are kept in such a way that the friction disk areas that are braised on the movable intermediate shaft are completely immersed, that is to say almost up to their axis, into the friction disk arrangement on the drive shaft, while their outermost edge is just barely with them the surrounding ring-shaped friction disc group of the outer central wheel are in engagement.
By increasing the distance between the intermediate gear aclise and the drive shaft, the intermediate gear disks can also, vice versa, almost completely, i.e., almost to their axis, immerse themselves in the annular friction disc gazppe arranged on the outer central gear and at the same time with their edges in the friction disc group of the drive shaft reach into it.
With this arrangement of friction disks on the central shaft and associated friction disks on the outer central wheel in the same planes, however, there are gears for greater powers that require several disks to transmit them, as special operating conditions that, for.
B. in the submerged state of the intermediate wheel disks in the friction disk group of the central drive shaft, .the individual friction disks on the intermediate wheel shaft, which are designed as conical disks, for example, have their greatest distance from one another, while at the same time the same disks (friction disks) from the friction disks group of the outer central gear are pulled out the furthest and thus the outer edge parts of the individual conical disks are closest together.
This takes place for the majority of the conical disks a ge compared to their axis very large inclination, whereby proper operation of the transmission is in question, since the running surfaces of the friction disks, which are usually z. B. are designed as treads, do not rest with their tread, but only work with their edges. This z. B. the outer running edge of the one adjacent rim friction disc and the inner running rim edge of the adjacent one, which, however, results in working with different barrel radii on one and the same friction disc and thus an internal loss of work.
The ratios become all the more unfavorable, the greater the output of the gear unit, since the higher the transmission output, the greater the number of conical disks.
Another disadvantage is the limited number of disks caused by the grinding of the edge portions of the conical friction disks on the side surfaces of the edge disks, which are immersed in the counter-friction disk group up to the axis.
These disadvantages can be eliminated by the subject matter of the present invention. According to the invention, this is done by the fact that one of at least two friction body groups, which are seated separately on an intermediate shaft next to each other, is in a continuously variable transmission connection with the friction body group assigned to it on a central shaft, while the second is on the intermediate shaft seated friction body group with the associated group, arranged on the outer central wheel,
Ring-disk-shaped friction body groups are also in a variable transmission ratio.
The disks of the friction body groups arranged separately on each intermediate shaft can be formed in the most varied of ways, e.g. B. both as conical and as edge friction disks, with edge friction disks, disks with a running edge are to be understood.
Each friction disk group of the intermediate shaft is in steplessly variable translation connection with the zentra len friction disk set assigned to it.
The guarantee for perfect work, especially with larger loads to be transferred, is only given if the contact pressure between the friction disks in engagement is the correct size. This condition can e.g. B. thereby he fills that the contact pressure is generated in a manner known per se by a combi nation of spring action and a load-dependent cam action.
Here the cams are z. B. designed as teeth, the tooth flanks have a curve shape to achieve certain dependencies on the load.
In the accompanying drawings, an embodiment of the subject matter of the invention is shown and also described in schematic form. Fig. 1 shows a longitudinal section according to A-B in Fig.?, From which the cooperation of the friction disc groups seated on the idler shafts with. the axially offset friction disc groups on the central drive shaft and on the outer center wheel.
In the fig. to 5, the cross-sections CD, DF, C-11 and 1-K are shown in Fig. 1, and they illustrate the immersion of the friction disks sitting on the idler shafts in their counter friction disks sitting on the central shaft and on the outer gear, as well as the assembly work of the forks. Fig. 6 shows the central shafts and hubs on a larger scale.
Fig. 7 gives a precise information about the helical surfaces of the sleeves, which are drawn in a rest position (Konstx-liktionsstellung). Fig. 8 shows, on a larger scale, the bores of the conical friction disks and the edge of a drive pulley. In Fig. 9, a splined shaft and in Fig. 10 a key and a groove of the impeller disks are shown on a larger scale.
Specifically, 1 central shaft 2 rotary friction disks on the central shaft 3 ring-shaped friction disks on the central outer wheel (edge friction disk) shaft 5 friction disks on the intermediate wheel shaft, designed in a cone shape.
(Conical friction disks) 5a conical friction disks group for the central shaft 5b conical friction disks group for the outer gear 6 intermediate gear shaft 7 outer gear 8 pressure washers for the central edge disks, fixed in the axial direction 9 compression spring for the outer gear 10 cams of a sleeve (fixed, connected to the outer gear) 11 helical surface of the cam 10 12 cams of a sleeve (firmly connected to shaft 1)
13 helical surface of the cam 12 14 compression spring for a pressure disc 15 pressure disc, ver slidable in the axial direction, for the central peripheral disc 16 pressure disc for the friction discs on the outer wheel 17 pressure disc, fixed in the axial direction, for the peripheral discs of the outer wheel <B> 18 < / B> Housing part 19 Ball bearing for housing part 18 20 Housing part 21 Ball bearing for housing part 20 22 Wedges on pressure washer 15 23 Sleeve, fixed on central shaft 1 24 Counter sleeve,
loose on the central shaft 1 25 cams of the loose counter-sleeve 24 26 helical surface of the cam '? 5 27 swivel fork 28 pivot fork pin D9 ball bearing for intermediate gear shaft 30 adjustment arm 31 pin on adjustment arm 32 slide block 33 adjustment ring 34 seat braid for slide block on adjustment ring 35 support plate 36 support arm on Housing part 18 37 Toothed segment 38 Gear or worm 39 Ring on sleeve 42,
to carry the pressure disk 17 40 wedges for friction disks 3 on the outer rim 41 counter sleeve, fixed. on the outer wheel 7 42 sleeve, fixed to shaft 4 43 cams of the sleeve 42 44 helical surface to the cam 43 In the example shown, the shaft 1 is intended as a drive shaft and the shaft 4 as a drive shaft. The gearbox can also be installed the other way around, i.e. shaft 4_ as drive and shaft 1 as output.
The shaft 1 is in the ball bearing 19 in the housing part 18. One end is mounted, the other end of the shaft is mounted in the shaft 4 by means of ball and roller bearings. The shaft 4 is mounted with the ball bearing 21 in the housing part 20, and so the shaft 1 in conjunction with shaft 4 forms a central split continuous shaft.
The housing part 18 or 20 can be attached to the engine or another frame or built on. Each housing part can also be part of a machine.
On the shaft 1, the sleeve 23 is rotatably and axia.lfest attached. The end face of the sleeve 23 has cams 12. The side surfaces 13 of the cam are helical, as shown in FIG. The cam of the sleeve 23 is a mating sleeve 24 with the opposite cams 25 and helical surfaces 26 opposite to ordered.
This counter-sleeve 24 is firmly connected to the pressure disk 15. The compression spring 14, which presses the running edge friction disks 2 together via the pressure disk 15, is inserted between the sleeve 23 and the pressure disk 15. This axial pressure of the spring is taken up by the pressure disk 8, which is loosely rotatable and axially displaceable on the shaft 1.
The zen tral running rim friction disks 2 are axially slidable ver on the hub of the pressure disc 15 and are taken by the wedges 22, which are worked into the hub of the pressure disc 15. The bores of the Lau, frandreibscheibe 2 are worked out accordingly for the wedges 22 (see Fig. 10).
In this exemplary embodiment, the friction disks 2 on the central shaft 1 are designed as La.ufra.ndreibplatten with a narrow conical running edge at the beginning, as shown in FIG. The annular friction discs 3 on the central outer wheel are just if designed so, only that the tapered running edge is on the inner circumference. The friction disks on the idler shaft are designed here as conical circumferential disks on both sides and are called conical friction disks.
The conical friction disks 5 are lined up in two groups (conical friction disk group 5a and 5b) loosely and axially displaceably on the intermediate wheel shaft 6. The allelic shaft 6 to the shaft 1 is designed as a splined shaft (see FIG. 9). The bores of the conical friction disks 5 have the same profile as the splined shaft and either have so much play on their shaft seat or are so crowned (see Fig. 8) that they can assume certain inclines relative to the shaft to the vertical plane.
The elaboration prevents these disks from jamming on the shaft during axial displacement: At least two, in the case shown, three conical friction disk groups 5a exist on the circumference of the La.ufrand friction disks 2. on each shaft 6.
The swivel fork 27 is designed in such a way that the conical friction disk groups 5a and 5b can rotate with the shaft 6 between the fork ends. The fork ends have Ku gel bearings in which the shaft 6 is mounted. The Sehwenkga.bel 27 is pivotably mounted in the housing part 18 on one side and in the support plate 35 on the other side by means of pivoting fork bolts 28. The support plate 35 is fixedly connected to this by three T-shaped support arms 36 which are cast onto the housing part 18. On the pivot fork 27, an adjustment arm 30 is attached.
At the end of the adjusting arm 30 a bolt is driven in, on which a sliding block 32 sits.
In order to be able to regulate the speed of the fixed transmission, an adjusting ring 33 is attached inside the housing part 18. This has a slot 34 for each adjustment fork 27 with sliding blocks 32, in which the sliding blocks 32 slide. On the adjusting ring 33, a toothed segment 3 7 is screwed, in which a gear 38 or worm engages. To change the speed of the shaft 4, the gear 38 (worm) is moved. The movement is transmitted to the tooth segment 37 and thus. also on the adjusting ring 33.
The swivel forks 27 are swivel-mounted on the stationary housing and by turning the adjusting ring, the swivel forks are swiveled around the swivel fork pins via the sliding blocks, bolts and adjusting arms. As a result, the shaft 6 with the conical friction disk groups 5a and 5b changes the distance from the central shaft 1.
As a result of the movement, the conical friction disk group 5a is pressed more or less deeply between the Lau, frand friction disks 2. In this way, depending on the depth of the condensation, you work with an impeller of different sizes and with it. also with a different gear ratio.
Due to the conical shape of the friction disks 5, the running edge friction disks 2 have to be different from one another, and the more so, the deeper the conical disks 5 are immersed. As a result of the slight axial displacement availability. the La.ufrand friction discs \? they can always adjust to the distance that corresponds to the respective tapered friction disc parts located between the running wheels. Thanks to the easy axial displaceability of the conical friction disks on the intermediate wheel shaft, you can always set them to the necessary distance from one another.
Since the cone friction washers of a friction disc group 5a on the intermediate shaft 6 are only in engagement with the raceway friction washers 2 and not. still at the same time with another Gegenr eibseheibengruppe, whereby an inclined position of individual friction discs would be forced, all friction discs run in planes practically perpendicular to their shafts. Because of this there is no possibility that the conical friction disks with. work two different sized radiuses.
Likewise, grinding of the edge portions of the conical friction disks 5 on the side surfaces of the running edge friction disks 2, which can only occur with friction disks running very close to their axis, is avoided. When the cone friction disk group 5a fully, that is to say almost up to, its axis between the running edge friction disks 2 sitting on the shaft 1, the two pressure disks R, 15 have their greatest distance from one another.
If, on the other hand, the conical friction disk group 5a is pulled almost completely out of the opposing friction disk group which is in engagement with it, the running edge friction disks move? under the pressure of the axially displaceable pressure washers 15 closer together. The pressure spring 14 causes the 1) ruek on the axially displaceable contact pad 15.
The friction disk from the pressure disk 15 onto the running edge \? The pressure exerted must be of such a magnitude that the contact pressure required between the friction disks for the respective power to be transmitted is reliably guaranteed. The pressure required for the various transmission services is generated by a combination of spring force and noise.
The compression spring 14 acts independently of the power to be transmitted by the gearbox and the respective speed on the pressure disk 15, which is movable in the axial direction. Here, even with low load or idling of the gearbox, a certain contact pressure is exerted and a downtrend of the transmission prevented.
A contact pressure of the friction disks is generated by the cams 12 as a function of the torque to be transmitted, whereby a sufficient level of this pressure is guaranteed even with larger loads and unnecessary friction losses due to excessive contact pressure are avoided with small loads.
As soon as a torque is exerted on the central shaft 1, the helical surfaces of the sleeve 23, which is firmly connected to the shaft 1, are pressed against the very face 26 of the counter-sleeve 24. The mutual rotation of the sleeves 23, 24 generates a force component acting in the axial direction and the movable pressure disk 15, which is firmly connected to the sleeve 24, is pressed against the running edge friction disks 2.
With the shaft 4, the sleeve 42 is firmly connected. The end face of the sleeve 42 is with. Cams 43 are provided and the surfaces 44 are helically shaped. The ring 39 for the pressure disk 17 is fixed on the ends of the cams 43 of the sleeve 42. placed and is at the same time the counter-bearing of the compression spring 9. The counter-sleeve 41 is also formed with helical surfaces 11 and cams 12 and firmly connected to the outer wheel 7.
In a manner similar to that described above, the spring 9 and, via the helical surfaces 11, the cams 10 act on the axially displaceable wheel 7 and the pressure disk 16 connected to it on the rim friction disks 3.
The edge friction disks 3 are rotatably connected to the outer wheel 7, which is designed as a drum, that is, the edge friction disks 3 slide on and between the wedges 40 on the inside of the outer wheel in the axial direction, to see the respective thickness of the tapered friction disks located between the running edges of the edge friction disks 3.
The conical friction disks 5 of the intermediate shaft 6, which are in engagement with the edge friction disks 3 of the external gear 7, form a group of their own (the cone friction disks group 5b) and are of the above-described cone friction disks group 5cc, which are in engagement with the edge friction disks 2, arranged separately.
Also the conical friction disc group 5b, which works with the group consisting of Randreibseheiben 3, run in practically perpendicular planes to their shaft, whereby both sides of a conical friction disc 5 work at the same time with the same barrel radius. Likewise, the risk of the conical friction disks 5 grinding with their outermost edge on the side surfaces of the edge friction disks 3 is avoided.
Since both cone friction disk grips 5ca and 5b, which are arranged separately from one another on the intermediate shaft 6, are connected to their counter friction disks 2 and 3 in such a way that when one cone friction disk group dips deepest into the counter disk group assigned to it, the other conical friction disc group sitting on the same shaft (6) is almost pulled out of the counter friction disc group assigned to it or vice versa, it follows that always
when the conical friction disks of one group are close together, the conical friction disks of the other adjacent but separately arranged group are drawn far apart. The arrangement can be made in such a way that when the disks of one conical friction disk group move together, the space thus freed is taken up by the conical friction disks of the other group, which move apart, and vice versa.
This measure makes the overall length of the transmission very small, which is of great importance for many purposes. The reciprocal occupation of the spaces freed up by moving one or the other conical friction disk group together is made possible by the fact that the pressure disks (8, 17), which are fixed in the axial direction, sit on the opposite sides of the two conical friction disk groups, while the movable ones Pressure disks (15, 16) are arranged on the inside between the two conical friction disk groups.
All friction disks mounted next to one another on a common central shaft (1 and 4) or intermediate shaft (6) can be designed as conical disks (5) or disks with running edges (2, 3), although all disks are on a common shaft, including those of different groups. are always of the same type, i.e. either all cones or all discs with a running edge.
The helical surfaces of the cams 10, 12, 25 and 43 can be designed in various curves, so that the contact pressure @ caused by the cam effect changes to different degrees with the load.