Kugelreibungsgetriebe Die Erfindung betrifft ein Kugelreibungsgetriebe, dessen Kugeln zwischen zwei gleichachsigen Lauf ringpaaren mit gegenläufig axial zueinander ver schiebbaren Laufringen radial verstellbar und frei abrollbar sind.
Ein solches Getriebe soll möglichst folgende Be dingungen erfüllen: 1. Ausgleich der grossen Anpresskräfte innerhalb des Getriebes, um Schubbelastungen der Wellenlager zu verhüten.
2. Nicht zu grosse Drucke an den Kontaktpunkten der kraftübertragenden Elemente über den gesamten Übersetzungsbereich, so, dass Schlupf verhütet und Verluste durch Reibung usw. verringert werden.
3. Änderung der Abwälzbahnen zwischen den kraftschlüssigen Elementen bei Drehzahländerung, um die Lebensdauer zu erhöhen.
4. Einfache Verstellung des übersetzungsverhält- nisses.
5. Druckumformer, die an den Berührungspunk ten die erforderlichen Anpresskräfte liefern, um schlupflosen Kraftschluss des Getriebes in beiden Richtungen, auch bei plötzlichen Belastungen- zu si chern.
6. Weiter Verstellbereich der Abtriebsdrehzahl vorzugsweise von 0 bis zu einem mehrfachen der An triebsdrehzahl in beiden Richtungen.
7. Einfache Konstruktion und billige Herstellung. Es ist bisher nicht gelungen, ein Getriebe her zustellen, das alle oben genannten Bedingungen er füllt. Getriebe mit gutem Kräfteausgleich erreichen einen hohen Wirkungsgrad nur in einem kleinen Übersetzungsbereich. Andere Getriebe haben eine gleichmässigere Leistungskurve aber nur für ganz be stimmte Geschwindigkeitsbereiche. Selbst bei den neuesten Getrieben wird zwar das Problem des Kräfteausgleichs gelöst, aber es werden die anderen oben genannten Bedingungen nur teilweise erfüllt.
In diesen Übersetzungsgetrieben ändern sich die An- pressdrucke an den Berührungsstellen mit der Lage dieser Stellen und werden durch Federkraft bestimmt; zu geringe Federkräfte erlauben Schlupf bei bestimm ten Drehmomenten, und zu hohe Federkräfte erzeu gen bei kleineren Drehmomenten überflüssig hohe Drucke. Aus diesen und anderen Gründen ist der Verstellbereich auf ein Gebiet von 4 : 1 Untersetzung bis zu etwa 1 : 2 übersetzung ins Schnelle beschränkt.
Kugelreibungsgetriebe, deren Kugeln zwischen zwei gleichachsigen Laufringpaaren mit gegenläufig axial zueinander verschiebbaren Laufringen radial verstellbar und frei abrollbar sind, sind bereits mehr fach vorgeschlagen worden. Bei diesen -bekannten Konstruktionen werden aber die Kräfte für die Dreh-. zahlverstellung in bestimmten Stellungen unzulässig gross.
Sie können sogar selbsthemmend wirken, da die erzeugten Kräfte zum Auseinanderbewegen der inneren Laufringe sehr klein werden und unter un günstigen Bedingungen nicht ausreichen, um die gleichzeitig erzeugten Reibungskräfte zu überwinden.
Bei dem Getriebe gemäss der Erfindung wird dieser Nachteil vermieden und kann eine wirksame Leistungsübertragung in einem weiten Verstellbereich von 1 :0 (Abtriebsdrehzahl gleich Null) über 1 :
1 bis zu einer Übersetzung von etwa 1 :2,5 in einer verhältnismässig einfachen Konstruktion dadurch erreicht werden, dass erfindungsgemäss die Kugeln durch Wälzkörper, die um parallel zu der Achse des Getriebes verlaufende Achsen drehbar an einem Trä ger gelagert sind, im Abstand voneinander gehalten werden, und dass der Radius der Erzeugenden der Laufflächen der Aussenringe gegenüber dem Ra dius der Erzeugenden der Laufflächen der Innenringe mindestens ebensoviel grösser ist wie der Radius der Erzeugenden der Laufflächen der Innenringe gegen über dem Radius der Kugeln.
Beispielsweise Ausführungsformen des erfin dungsgemässen Getriebes sind in der Zeichnung dar gestellt, und zwar zeigt: Fig. 1 eine erste Ausführungsform teilweise im Längsschnitt und teilweise in Ansicht, Fig. 2 einen Querschnitt nach Linie 1-1 der Fig. 1, Fig. 3 einen Querschnitt nach Linie 2-2 der Fig. 1, Fig.4 eine Darstellung einer einfacheren Aus führungsform ähnlich Fig. 1, Fig. 5 zeigt eine dritte Ausführungsform des Ge triebes gemäss der Erfindung,
Fig. 6 einen Teil des in Fig. 5 dargestellten Ge triebes in einer anderen Stellung der Kugeln und Laufringe (geringe Abtriebsgeschwindigkeit) mit einer schematischen Darstellung einer hydraulischen Re gelung; Fig. 7 ist ein Querschnitt nach Linie 3-3 der Fig. 6; Fig. 8 ist ein Querschnitt durch das Planeten rädergetriebe nach Linie 4-4 der Fig. 5;
Fig. 9 zeigt eine Kugel und einen Wälzkörper des Kugelkäfigs in Richtung E der Fig. 7 gesehen; Fig. 10 ist ein Schnitt durch eine Regelvorrich tung in der Stellung für zunehmende Abtriebsgeschwin- digkeiten, und Fig. 11 ist eine schematische Ansicht einer ausserhalb des Getriebes angeordneten hydraulischen Regelvorrichtung.
In dem in Fig. 1 bis 3 dargestellten Getriebe ist die Antriebswelle mit 5 und die dazu koaxiale Ab triebswelle mit 6 bezeichnet. Die letztere wird in dem Gehäuse 1 von einem Kugellager 4 getragen. Eine Zwischenwelle 7 rotiert frei in der hohlen Welle 6 und ist an ihrem rechten Teil frei drehbar in Kugel lagern 8 und 9 innerhalb der Welle 5 abgestützt. Die inneren Laufringe 14 und 15 sind auf der Zwi schenwelle 7 angeordnet; der Laufring 14 ist an dieser Welle befestigt, während der andere Laufring 15 auf dieser undrehbar, aber frei axial verschiebbar angeordnet ist.
Ein Aussenlaufring 11 ist mittelbar undrehbar, aber axial verschiebbar auf der Welle 5 gelagert und ebenfalls undrehbar und axial verschieb bar an seinem äusseren Umfang mit einem Ölzylinder 12 verbunden, der einen Teil der später zu beschrei benden Steuerung bildet. Der andere äussere Laufring 13 ist fest mit dem Zylinder 12 verbunden.
In der zwischen den gleichachsigen Laufring paaren gebildeten ringförmigen Laufrinne sind Stahl kugeln 23 gleichmässig verteilt. In der gezeichneten Ausführungsform sind drei solche Kugeln zwischen Wälzkörpern 24 angeordnet, die die Kugeln in Ab stand voneinander halten und sich um parallel zur Getriebeachse und zur Drehachse der Kugeln 23 ver laufende Achsen frei drehen können. Diese Achsen sind in einem Träger 25 gelagert und tragen vorzugsweise den feststehenden Laufring eines Kugellagers, dessen äusserer drehbarer Laufring die die Kugeln 23 tra gende Wälzfläche bildet.
Der Radius der Erzeugenden der Laufflächen der Aussenringe 11 und 13 ist gegenüber dem Radius der Erzeugenden der Laufflächen der Innenringe 14 und 15 mindestens ebensoviel grösser wie der Radius der Erzeugenden der Laufflächen der Innenringe gegenüber dem Radius der Kugeln 23. Dies gleiche gilt auch bei den beiden später noch näher beschrie benen anderen Ausführungsformen des Getriebes.
Der Träger 25 ist mittels einer Scheibe 26 fest mit einer Büchse 27 verbunden, und der Teil 26, 27 ist in Kugellagern 28 und 29 drehbar angeordnet. Das Kugellager 29 wird von einem zwischen dem Ge häuse 1 und dem Deckel 2 angeordneten Element 33 getragen. Die Ansätze 27' der Büchse 27 tragen drei Sätze von Planetenrädern 35 und 36, die in Kugel lagern 37 gelagert sind. Die kleineren Planetenräder 35 greifen in ein im Inneren des Gehäuses 1 an gebrachtes Zahnrad 34 und die grösseren Räder 36 in ein aussen verzahntes Zahnrad 32 ein. Letzteres wird von einer Kupplungsscheibe 30 getragen, die durch eine Schraubenfeder 31 mit dem Zylinder 12 reibungsschlüssig verbunden ist. Die Verstellung des Getriebes kann mit der Hand vorgenommen werden; bei grösseren Einheiten wird vorteilhaft eine hydrau lische Steuerung benutzt, z.
B. wie in Fig. 1 bis 3 dar gestellt.
Die hydraulische Steuerung besitzt den bereits erwähnten mit dem Aussenlaufring 13 fest verbun denen Zylinder 12 und eine Scheibe 10, die fest mit der Hohlwelle 10' verbunden ist. Die Scheibe 10 gleitet wie ein Kolben im Zylinder 12. Der Teil 12' des Zylinders 12 bildet den Verschluss des Ölzylin- derraumes 46 und gleitet mit dichtem Sitz auf der Welle 10'. Eine frei drehbare Büchse 38 ist teilweise axial gleitend zwischen den Wellen 5 und 10' an geordnet und bildet Teil eines Gleitschiebers, der durch ein auf der Büchse 38 sitzendes und mit Steuerorganen 54, 55 (Fig. 4) verbundenes Element 39 betätigt wird.
Das Öl für den Zylinderraum 46 wird durch die Kanäle 42, 43, 44 und 45 von der an der Welle 5 angeordneten Förderpumpe 40, 41 ge liefert. Ein federbelasteter überlaufschieber 44 befin det sich innerhalb der Bohrung der Welle 5.
Die oben erwähnte Feder 31, die auf die Scheibe 30 und über diese auf den Zylinder 12 wirkt, presst die Aussenringe 11 und 13 entgegen dem Öldruck im Zylinderraum 46 auseinander.
Das erläuterte erfindungsgemässe Reibungsgetriebe arbeitet wie folgt: Kraft wird mit konstanter Eintriebsgeschwindig- keit der Antriebswelle 5 zugeführt. Die Aussenringe 11, 13 rotieren mit der Antriebsgeschwindigkeit. Die mit den Zahnrädern 32 und 34 im Eingriff stehenden Planetenräder 35, 36 drehen den Träger 25 mit ver ringerter Geschwindigkeit in derselben Richtung.
Die Kugeln 23 drehen sich um ihre eigene Achse parallel zur Getriebehauptachse und laufen entspre- chend der Drehung des Trägers 25 planetenartig um die Hauptachse.
Der von dem Druckumformer 16, 17, 18 pro portional dem Abtriebsdrehmoment erzeugte Druck und der zusätzliche Druck der Feder 50 pressen die Ku geln 23 reibungsschlüssig gegen die Aussenringe 11, 13 und die Innenringe 14, 15 und zwingt die Innen ringe umzulaufen.
In Abhängigkeit von den wirksamen Durch messern der Abwälzkörper und der Geschwindigkeit des Trägers 25 wird eine bestimmte Abtriebs geschwindigkeit erhalten, die durch Verringerung bzw. Vergrösserung des Abstandes zwischen den Aussenringen 11 und 13 verändert werden kann.
In der in Fig. 1 gezeichneten Stellung wird die Abtriebsgeschwindigkeit etwa das 1,6fache der An triebsgeschwindigkeit sein. Wenn die Aussenringe 11, 13 in die gestrichelt gezeichnete Stellung gebracht werden, wird die Abtriebsgeschwindigkeit ungefähr 0,07mal die Antriebsgeschwindigkeit aber in um gekehrter Richtung.
Dies besagt, dass ein solches Getriebe mit dem angegebenen Geschwindigkeitsbereich, wenn als Kraft wagentransmission benutzt, beispielsweise a) eine Vorwärtsgeschwindigkeitszunahme bis zu 60% im Schnellgang oder etwa 130 km St. bei einer Geschwindigkeit von 80 km St. bei einem über setzungsverhältnis von 1 :
1, h) eine Rückwärtsgeschwindigkeitszunahme von 7 /o oder 5,6 km St. und c) ein Anfahren in beiden Richtungen aus dem Stillstand ermöglichen würde.
Dieser ideale Geschwindigkeitsbereich bei einer gleichmässigen ausserordentlich wirtschaftlichen Mo torgeschwindigkeit wird ohne Auskupphmg des An triebes erzielt. Auf diese Weise kann man vollauto matische Regelung erreichen, die durch die Motor geschwindigkeit und das Drehmoment oder in Verbin dung mit dem Gashebel leicht erhalten wird.
Der Druckumformer arbeitet wie folgt: Ein auf die Abtriebswelle wirkendes Drehmoment wird Drehung des Teils 17 und axiale Verschiebung desselben gegen Teil 16 in der einen oder anderen Richtung bewirken, abhängig von der Richtung des Drehmoments oder der Art des Gewindes, ob Rechts- oder Linksgewinde. Die so erzeugten axialen Kräfte sind immer proportional dem Abtriebsdrehmoment und pressen die beiden Innenlaufringe 14, 15 gegen die Kugeln 23. Die Kugeln 20 und 22 sind notwendig, um Verklemmen zwischen dem Teil 17 und dem Teil 19 oder 15 zu verhüten.
Die erläuterte Übersetzung arbeitet wie ein posi tives Getriebe ohne Schlupf, selbst bei stossartiger Überbelastung. Bei Abtriebsgeschwindigkeiten um 0 herum könnten zu grosse Drehmomente Schaden an richten. Anstelle einer besonderen Sicherheitskupp lung ist eine federbelastete Scheibe 30 vorgesehen, die rutscht, wenn die zulässige Abtriebs'leistung über schritten wird; auf diese Weise sind die inneren Teile des Getriebes geschützt. Die hydraulische Steuerung für die Geschwin digkeitsänderung wird durch die Büchse 38 erreicht. Bei Verschieben dieser Büchse nach links wird Öl durch die Kanäle 45 in den ölzylinderraum 46 ge drückt.
Die Aussenlaufringe 11, 13 werden gegenein ander geführt und pressen die Innenlaufringe 14, 15 durch die Kugeln 23 auseinander, bis die Steuerkante 47 des beweglichen Teils 10 und die Steuerkante 48 der Büchse 38 zusammenfallen.
Bei Verschiebung der Büchse 38 nach rechts wird <B>01</B> durch den Druckumformer 16, 17, 18, die Feder 50 und die Feder 31 aus dem ölzylinderraum 46 durch die Kanäle 45 und Kammer 49 in den Ölbehälter gedrückt, bis die Steuerkante 47 des beweglichen Teils 10 und die Steuerkante 48 der Büchse 38 wieder zusammenfallen.
Man sieht, dass jeder Stellung der Steuerbüchse 38 ein bestimmtes Geschwindigkeitsverhältnis entspricht. Da die Büchse 38 nicht belastet ist, kann die Ge schwindigkeit des Getriebes durch einen kleinen Drehknopf geregelt werden.
In der Ausführungsform nach den Fig. 1 bis 3 ist der Kugelkäfig 24, 25 drehbar gelagert, was für im Nullpunkt stark belastete Übersetzungsgetriebe von Vorteil ist. Unter solchen Bedingungen sollte Berüh rung zwischen den Kugeln und den Laufringen an in der Drehachse A-A (Fug. 9) der Kugeln gelegenen Punkte vermieden werden, weil diese Berührung keine Kraftübertragung bewirken würde und weil es aus bautechnischen Gründen schwierig ist, diese Punkte mit Öl zu versorgen und sie gegen starke Abnutzung zu schützen.
Wenn die an das Getriebe -zu stellenden Anfor derungen geringer sind, ist die vereinfachte Konstruk tion der Fig. 4 die in einem Geschwindigkeitsbereich von 0 bis zu dem 2,5fachen der Eintriebsgeschwindig- keit arbeitet, völlig ausreichend. In dieser Ausfüh rungsform ist der Kugelkäfig nicht drehbar sondern fest reibungsschlüssig mit dem Gehäuse verbunden, so dass die Teile 27-37 der Ausführungsform der Fig. 1 bis 3 wegfallen können. Wie aus Fig. 4 ersicht lich, wird ein Kugelkäfig 51 durch die Feder 53 gegen die Scheibe 52 gepresst.
Wenn das zulässige Abtriebsdrehmoment überschritten wird, gleitet der Träger 51 an der Scheibe 52 und verhütet dadurch Überlastung der inneren Getriebeteile. Der Kugelkäfig trägt ebenfalls nicht gezeigte Abwälzkörper, welche die Kugeln in Abstand voneinander halten.
Die in Fig. 4 nicht dargestellte Steuerbüchse 38 (Fug. 1) ist mit einer auf der Achse 57 gleitenden Führung 56 verbunden, die von dem Skalenknopf 54 über eine Spindel 55 betätigt wird.
Die in Fig. 5 bis 11 dargestellte Ausführungsform eignet sich für ein Übersetzungsverhältnis von un gefähr 0,21 mal die Antriebsgeschwindigkeit rückwärts über 0 bis zu ungefähr 1,5mal die Antriebsgeschwin digkeit vorwärts. Verschiedene Geschwindigkeits bereiche können durch Änderung der Abmessungen der Planetenräder erhalten werden. Eine solche über setzung ohne zusätzliche Planetenräder würde einen Geschwindigkeitsbereich von 0 bis etwa 2,35 der Antriebsgeschwindigkeit umfassen.
Das Getriebe der Fig. 5 ist grundsätzlich dasselbe wie das in Fig. 1 bis 3. Entsprechende Teile sind daher mit denselben Bezugszeichen versehen worden.
Eine hydraulische Regelung für die Änderung des Übersetzungsverhältnisses gestattet positive Steue rung in beiden Richtungen durch Gegeneinanderfüh- ren der Aussenlaufringe für zunehmende und Aus einanderpressen für abnehmende Geschwindigkeiten.
Der Aussenlaufring 13 ist fest mit dem Zylinder 12 verbunden, während der Aussenlaufring 11 un- drehbar aber axial verschiebbar innerhalb des Zylin ders in enger Berührung mit diesem angeordnet ist. Innerhalb des Zylinders 12 ist eine Scheibe 62 nicht drehbar aber axial verschiebbar auf der Welle 5 und am äusseren Teil fest mit dem Aussenlaufring 11 ver bunden. Eine weitere Scheibe 63 hat eine fest mit der Scheibe 62 verbundene Nabe und gleitet mit ihrem äusseren Umfang dicht (mit Dichtungsring) in einem verlängerten offenen Ende des Zylinders 12.
Eine konisch geformte fest mit dem Zylinder 12 verbun dene Scheibe 64 gleitet mit dichtem Sitz auf der Nabe der Scheibe 63 und unterteilt den Zylinder 12 in zwei Ölkammern 71 und 72.
Ein Steuerschieber 67 ist in einer in den Naben der Scheiben 62 und 63 vorgesehenen Öffnung an geordnet. Dieser Schieber regelt die Ölzufuhr von einem Ringraum 70 in die Ölkammern 71 und 72 mittels Steuerkantenpaaren 47, 48.
Der Gleitschieber kann durch eine innerhalb der Naben der Scheiben 62 und 63 angeordneten Büchse (Fig. 10) gebildet werden, oder er kann ausserhalb der umlaufenden Teile der LUbersetzung oder sogar ganz ausserhalb des Getriebes angeordnet werden. Ein Beispiel für letztere Anordnung ist in Fig. 11 dar gestellt; ein axial beweglicher Steuerteil 67 ist inner halb der Büchse 99 angeordnet, und die Büchse ist mit einer der Scheiben 62 oder 63 vorzugsweise so ver bunden, dass ihre axiale Verschiebung ein Mehrfaches der entsprechenden Verschiebung dieser Scheibe ist, was eine empfindliche Geschwindigkeitsregelung be dingt.
Die innere Laufring 65 istwie der innere Laufring 14 in Fig.1 axial festgelegt. Die Vorteile einer solchen Kon struktion ergeben sich bei Betrachtung der Fig. 9. Bei Änderung der Geschwindigkeit übernimmt der innere Laufring 66 (bzw. 15) die gesamte notwendige axiale Verschiebung.
Da die Mittelpunkte der Kugeln und die Mittelebene der inneren wie der äusseren Laufring paare (Linie 3-3 der Fig. 6) sich axial um die Hälfte dieses Betrages verschieben (D in Fig. 9), werden die Kugeln, die durch das Drehmoment gegen die axial feststehenden Wälzkörper 60 gepresst werden, ge zwungen, um eine durch ihren Mittelpunkt C gehende Achse zu kippen, die mit der Linie 3-3 zusammen fällt und senkrecht zur Drehachse A-A verläuft.
Die Kugeln werden daher bei jeder Geschwindig keitsänderung auf verschiedenen Bahnen laufen; die gesamte Kugeloberfläche wird besser ausgenutzt und die Abnutzung ist geringer.
Die Arbeitsweise des in Fig. 5 bis 11 dargestell ten Getriebes ist wie folgt: Die Antriebswelle 5 wird mit konstanter Ge schwindigkeit angetrieben und die Aussenlaufringe 11, 13 laufen mit dieser Geschwindigkeit um. Die auf der Welle 5 aufgekeilte Ölpumpe 82 drückt Öl in einen Ringraum 70 und hält die Aussenlaufringe in einem bestimmten axialen Abstand voneinander, der durch die Stellung des Schiebers 67 entsprechend dem ge wünschten L7bersetzungsverhältnis bestimmt wird.
Die Kugeln 23 werden gegen die Aussenlaufringe gepresst und laufen mit diesen um, wobei sie sich um ihre feste parallel zur Hauptachse liegende Achs;. drehen.
Die umlaufenden Kugeln zwingen die gegen sie gepressten Innenlaufringe 65, 66 sich in entgegen gesetzter Richtung zu den Aussenlaufringen zu drehen. Die Hohlwelle 98 und das innere Glied 16 des Druck umformers laufen mit derselben Geschwindigkeit wie die Innenlaufringe <B>65,66</B> um. Der buchsenartige Teil 89 der Abtriebswelle und Rad 83 des Planetengetriebes, welches das Abtriebsdrehmoment überträgt, werden durch die Kugeln 18 des Druckumformers ebenfalls gezwungen, mit der Geschwindigkeit der Innenlauf ringe 65, 66 zu rotieren.
Da die Kugeln 18 in den Schraubengängen des Innenelements 16 und des Aussenelements 17 des Druckumformers angeordnet sind, erzeugt das ange legte Abtriebsdrehmoment den notwendigen axialen Druck entsprechend dem Gang der Schraubenwindun gen und presst die Innenringe 65, 66 gegen die Kugeln 23, wodurch Schlupf zwischen den Kugeln und Lauf ringen bei jeder Belastung verhindert wird.
Wenn die Geschwindigkeit mit der Hand (92) oder automatisch verändert werden soll, muss der Schieber 67 in die der gewünschten Abtriebsgeschwin- digkeit entsprechende Stellung gebracht werden.
Da für Kraftausgleich die vier Steuerkanten der Schieberbuchse 67 und der Nabe des Teils 63 in einer Linie liegen müssen, wird jeder axialen Bewegung der Schieberbuchse 67 automatisch dieselbe axiale Verschiebung von 63 und der anschliessenden Scheibe 62 mit dem Aussenlaufring 11 folgen.
Es mag z. B. angenommen werden, dass in Fig. 10 der Schieber 67 durch Schalten des Hebels 92 in die Lage X nach rechts verschoben wird. Es wird sofort Öl von der Ölpumpe 82 und der Leitung 96 durch die Ringöffnung unter Druck in die Kammer 71 fliessen, wobei die Scheiben 62 und 64 axial auseinander und gleichzeitig Scheiben 63 und 64 gegeneinander ver schoben werden, wodurch Öl aus der Kammer 72 durch die Ringöffnung in die Leitung 97 und in einen Ölbehälter 94 zurückgeleitet wird (Fig. 6).
Diese axiale Bewegung der Teile 62, 63 und 64 und der Aussenlaufringe 11 und 13 wird fortgesetzt, bis die Steuerkanten 47 und 48 wieder in einer Linie liegen und die Ölzufuhr absperren. Während dieser Bewegung haben die Aussenlaufringe 11 und 13 die Kugeln 23 mehr in die Mitte gedrückt, wobei die Innenlaufringe 65 und 66 axial auseinander gescho ben worden sind, so dass die Berührungspunkte zwi schen den kraftübertragenden Kugeln und Laufringen geändert worden sind.
Nach Absperrung der Ring räume 68, 69 und 70 wird Öl in der Leitung 96 von der Ölpumpe durch das überlaufventi193 zurückinden Ölbehälter 94 gedrückt, so dass ein Kreislauf Ölbehäl ter 94, Leitung 95, Ölpumpe 82, Leitung 96, Über laufventil 93, Ölbehälter 94 besteht.
Zur Verminderung der Abtriebsgeschwindigkeit muss der Schieber 67 durch Schalten des Hebels 92 in die Stellung Y in die entgegengesetzte Richtung be wegt werden. Dann fliesst Öl unter Druck durch die freie Ringöffnung in die Kammer 72 und presst die Scheiben 63 und 64 auseinander und gleichzeitig Scheiben 62 und 64 zusammen; auf der anderen Seite wird Öl aus der Kammer 71 durch die freie Ringöffnung über die Leitung 97 zurück in den Öl behälter 94 abgezogen.
Die Axialbewegungen der Teile<B>62,63</B> und 64 hören auf, sobald die Steuerkanten 47 und 48 wieder zu sammenfallen. Während dieser Betätigung werden die Aussenlaufringe 11 und 13 auseinandergedrückt, während die Kugeln 23 durch Komponenten der axialen Kräfte gegen die Aussenlaufringe gepresst werden, immer unter der Wirkung des Druckumfor mers, der die Innenlaufringe 65 und 66 in Abhängig keit vom Drehmoment gegeneinandergedrückt.
Bei geringen Abtriebsgeschwindigkeiten, bei denen wegen des geringen Kontaktwinkels die vom Druck umformer übertragenen Kräfte für eine zuverlässige Anpressung gegen die auseinandergehenden Aussen laufringe ungenügend sein könnten, treten zusätzliche Kräfte F in Erscheinung, die von den Reaktions kräften gegen die Walzkörper 60 stammen und auf Grund des auf jede Kugel übertragenen Dreh moments T die Kugeln 23 nach aussen drücken (Fig. 7).
Stufenlose Reibungsgetriebe gemäss der Erfin dung, bei denen die Innenlaufringe mit konstanter Geschwindigkeit umlaufen, ermöglichen einen Ge schwindigkeitsbereich der Aussenlaufringe von dem etwa 0,4fachen bis 5fachen der Antriebsgeschwin digkeit, je nach der Art des Anwendungsgebiets.
Ein gleiches Getriebe, bei dem jedoch die Aussen laufringe mit konstanter Geschwindigkeit angetrieben werden, erlaubt einen Geschwindigkeitsbereich der Innenlaufringe von 0 bis zu etwa dem 3fachen der Antriebsgeschwindigkeit, wenn der Kugelträger nicht rotiert.
Da für die meisten Anwendungen eine Geschwin digkeitsverringerung bis zu 0 oder sogar durch 0 hindurch in die umgekehrte Richtung erwünscht ist, werden im allgemeinen Getriebe bevorzugt werden, bei denen die Aussenlaufringe mit konstanter Geschwin digkeit angetrieben werden.
Ball friction transmission The invention relates to a ball friction transmission, the balls of which are radially adjustable and freely rollable between two coaxial race ring pairs with running rings axially displaceable in opposite directions to one another.
Such a transmission should meet the following conditions as far as possible: 1. Compensation of the large contact forces within the transmission in order to prevent thrust loads on the shaft bearings.
2. Not too large pressures at the contact points of the force-transmitting elements over the entire transmission range, so that slippage is prevented and losses due to friction etc. are reduced.
3. Change of the rolling paths between the non-positive elements when the speed changes in order to increase the service life.
4. Easy adjustment of the transmission ratio.
5. Pressure transducers that deliver the necessary contact pressure at the points of contact in order to ensure a slip-free frictional connection of the gear unit in both directions, even in the event of sudden loads.
6. Wide adjustment range of the output speed, preferably from 0 to a multiple of the drive speed in both directions.
7. Simple construction and inexpensive manufacture. It has not yet been possible to produce a transmission that meets all of the above conditions. Gearboxes with a good balance of forces only achieve a high level of efficiency in a small gear ratio range. Other transmissions have a more even performance curve, but only for very specific speed ranges. Even with the latest gearboxes, the problem of the balance of forces is solved, but the other conditions mentioned above are only partially fulfilled.
In these transmission gears, the contact pressures at the points of contact change with the position of these points and are determined by spring force; Spring forces that are too low allow slippage at certain torques, and too high spring forces generate unnecessarily high pressures at lower torques. For these and other reasons, the adjustment range is limited to a range from 4: 1 reduction up to about 1: 2 reduction in speed.
Ball friction gears, the balls of which are radially adjustable and freely rollable between two coaxial pairs of races with races axially displaceable in opposite directions, have already been proposed several times. In these known constructions but the forces for the turning. Adjustment of the number in certain positions inadmissibly large.
They can even have a self-locking effect, since the forces generated to move the inner races apart are very small and, under unfavorable conditions, are insufficient to overcome the frictional forces generated at the same time.
With the transmission according to the invention, this disadvantage is avoided and an effective power transmission can be achieved in a wide adjustment range of 1: 0 (output speed equal to zero) over 1:
1 up to a ratio of about 1: 2.5 can be achieved in a relatively simple construction in that, according to the invention, the balls are held at a distance from one another by rolling elements that are rotatably mounted on a carrier about axes running parallel to the axis of the gearbox and that the radius of the generatrix of the running surfaces of the outer rings compared to the radius of the generatrix of the running surfaces of the inner rings is at least as much larger as the radius of the generatrix of the running surfaces of the inner rings compared to the radius of the balls.
For example, embodiments of the transmission according to the invention are shown in the drawing, namely: FIG. 1 shows a first embodiment partly in longitudinal section and partly in view, FIG. 2 shows a cross section along line 1-1 of FIG. 1, FIG Cross-section along line 2-2 of FIG. 1, FIG. 4 shows a representation of a simpler embodiment similar to FIG. 1, FIG. 5 shows a third embodiment of the transmission according to the invention,
6 shows part of the transmission shown in FIG. 5 in a different position of the balls and races (low output speed) with a schematic representation of a hydraulic regulation; Fig. 7 is a cross section taken on line 3-3 of Fig. 6; Fig. 8 is a cross section through the planetary gear train taken along line 4-4 of Fig. 5;
FIG. 9 shows a ball and a rolling element of the ball cage viewed in the direction E of FIG. 7; 10 is a section through a control device in the position for increasing output speeds, and FIG. 11 is a schematic view of a hydraulic control device arranged outside the transmission.
In the transmission shown in Fig. 1 to 3, the drive shaft is denoted by 5 and the coaxial drive shaft from 6. The latter is carried in the housing 1 by a ball bearing 4. An intermediate shaft 7 rotates freely in the hollow shaft 6 and is supported on its right-hand part freely rotatable in balls 8 and 9 within the shaft 5. The inner races 14 and 15 are arranged on the inter mediate shaft 7; the race 14 is attached to this shaft, while the other race 15 is arranged on this non-rotatable, but freely axially displaceable.
An outer race 11 is indirectly non-rotatable, but axially displaceable on the shaft 5 and also non-rotatable and axially displaceable bar on its outer circumference with an oil cylinder 12, which forms part of the control system to be described later. The other outer race 13 is firmly connected to the cylinder 12.
Steel balls 23 are evenly distributed in the annular tread formed between the coaxial raceway pairs. In the embodiment shown, three such balls are arranged between rolling elements 24, which keep the balls from each other and can rotate freely about parallel to the transmission axis and the axis of rotation of the balls 23 ver running axes. These axes are mounted in a carrier 25 and preferably carry the stationary race of a ball bearing, the outer rotatable race of which forms the rolling surface 23 tra lowing the balls.
The radius of the generatrix of the running surfaces of the outer rings 11 and 13 is at least as much larger than the radius of the generatrix of the running surfaces of the inner rings 14 and 15 as the radius of the generatrix of the running surfaces of the inner rings compared to the radius of the balls 23. The same applies to the two later described in more detail enclosed other embodiments of the transmission.
The carrier 25 is firmly connected to a bushing 27 by means of a disk 26, and the parts 26, 27 are rotatably arranged in ball bearings 28 and 29. The ball bearing 29 is supported by an element 33 arranged between the housing 1 and the cover 2. The lugs 27 'of the sleeve 27 carry three sets of planetary gears 35 and 36 which are mounted in bearings 37. The smaller planetary gears 35 engage in a gear 34 placed inside the housing 1 and the larger gears 36 in an externally toothed gear 32. The latter is carried by a clutch disc 30 which is connected to the cylinder 12 in a friction-locked manner by a helical spring 31. The adjustment of the gear can be done by hand; for larger units, a hydrau lic control is advantageously used, z.
B. as shown in Fig. 1 to 3 represents.
The hydraulic control has the already mentioned with the outer race 13 firmly verbun which cylinder 12 and a disc 10 which is firmly connected to the hollow shaft 10 '. The disk 10 slides like a piston in the cylinder 12. The part 12 'of the cylinder 12 forms the closure of the oil cylinder space 46 and slides with a tight fit on the shaft 10'. A freely rotatable sleeve 38 is partially axially slidable between the shafts 5 and 10 'and forms part of a slide valve which is actuated by an element 39 connected to the sleeve 38 and connected to control members 54, 55 (FIG. 4).
The oil for the cylinder chamber 46 is supplied through the channels 42, 43, 44 and 45 from the feed pump 40, 41 arranged on the shaft 5. A spring-loaded overflow slide 44 is located within the bore of the shaft 5.
The above-mentioned spring 31, which acts on the disk 30 and via this on the cylinder 12, presses the outer rings 11 and 13 apart against the oil pressure in the cylinder space 46.
The explained friction gear according to the invention works as follows: Power is supplied to the drive shaft 5 at a constant input speed. The outer rings 11, 13 rotate at the drive speed. The planet gears 35, 36 meshing with the gears 32 and 34 rotate the carrier 25 at a reduced speed in the same direction.
The balls 23 rotate about their own axis parallel to the main axis of the transmission and, in accordance with the rotation of the carrier 25, run like a planet around the main axis.
The pressure generated by the pressure transducer 16, 17, 18 per proportional to the output torque and the additional pressure of the spring 50 press the Ku rules 23 frictionally against the outer rings 11, 13 and the inner rings 14, 15 and forces the inner rings to revolve.
Depending on the effective diameters of the rolling elements and the speed of the carrier 25, a certain output speed is obtained, which can be changed by reducing or increasing the distance between the outer rings 11 and 13.
In the position shown in Fig. 1, the output speed will be about 1.6 times the drive speed to be. When the outer rings 11, 13 are brought into the position shown in dashed lines, the output speed is approximately 0.07 times the drive speed but in the opposite direction.
This means that such a transmission with the specified speed range, if used as a vehicle transmission, for example a) a forward speed increase of up to 60% in overdrive or about 130 km / h at a speed of 80 km / h with a gear ratio of 1:
1, h) an increase in reverse speed of 7 / o or 5.6 km h and c) would enable starting in both directions from a standstill.
This ideal speed range with a steady, extremely economical engine speed is achieved without disengaging the drive. In this way, you can achieve fully automatic control that is easily obtained through the engine speed and torque or in conjunction with the throttle.
The pressure transducer works as follows: A torque acting on the output shaft will cause rotation of part 17 and axial displacement of same relative to part 16 in one direction or the other, depending on the direction of the torque or the type of thread, whether right-hand or left-hand thread. The axial forces generated in this way are always proportional to the output torque and press the two inner races 14, 15 against the balls 23. The balls 20 and 22 are necessary to prevent jamming between the part 17 and the part 19 or 15.
The gear ratio explained works like a positive gear with no slip, even in the case of sudden overload. At output speeds around 0, excessive torques could cause damage. Instead of a special safety clutch, a spring-loaded disc 30 is provided which slips when the permissible output power is exceeded; in this way the internal parts of the gearbox are protected. The hydraulic control for the speed change is achieved through the sleeve 38. When moving this sleeve to the left, oil is pushed through the channels 45 in the oil cylinder space 46 ge.
The outer races 11, 13 are guided against each other and press the inner races 14, 15 apart through the balls 23 until the control edge 47 of the movable part 10 and the control edge 48 of the sleeve 38 coincide.
When the sleeve 38 is shifted to the right, the pressure transducer 16, 17, 18, the spring 50 and the spring 31 are pressed out of the oil cylinder space 46 through the channels 45 and chamber 49 into the oil container until the Control edge 47 of the movable part 10 and the control edge 48 of the sleeve 38 coincide again.
It can be seen that each position of the control sleeve 38 corresponds to a certain speed ratio. Since the sleeve 38 is not loaded, the speed of the transmission can be controlled by a small knob.
In the embodiment according to FIGS. 1 to 3, the ball cage 24, 25 is rotatably mounted, which is advantageous for transmission gears that are heavily loaded at the zero point. Under such conditions, contact between the balls and the races at points located in the axis of rotation AA (Fig. 9) of the balls should be avoided because this contact would not cause any power transmission and because structural reasons make it difficult to seal these points with oil supply and protect them against heavy wear and tear.
If the requirements to be placed on the transmission are lower, the simplified construction of FIG. 4, which operates in a speed range from 0 to 2.5 times the input speed, is completely sufficient. In this embodiment, the ball cage is not rotatably but firmly connected to the housing with a friction fit, so that the parts 27-37 of the embodiment of FIGS. 1 to 3 can be omitted. As can be seen from FIG. 4, a ball cage 51 is pressed against the disk 52 by the spring 53.
If the permissible output torque is exceeded, the carrier 51 slides on the disk 52 and thereby prevents overloading of the internal gear parts. The ball cage also carries rolling elements, not shown, which keep the balls at a distance from one another.
The control sleeve 38 (FIG. 1), not shown in FIG. 4, is connected to a guide 56 which slides on the axis 57 and which is actuated by the scale button 54 via a spindle 55.
The embodiment shown in Fig. 5 to 11 is suitable for a transmission ratio of approximately 0.21 times the drive speed backwards over 0 to about 1.5 times the drive speed forward. Different speed ranges can be obtained by changing the dimensions of the planet gears. Such a translation without additional planetary gears would cover a speed range from 0 to about 2.35 of the drive speed.
The transmission of FIG. 5 is basically the same as that in FIGS. 1 to 3. Corresponding parts have therefore been given the same reference numerals.
A hydraulic control for changing the transmission ratio allows positive control in both directions by moving the outer races against one another for increasing speeds and pressing them apart for decreasing speeds.
The outer race 13 is fixedly connected to the cylinder 12, while the outer race 11 is non-rotatable but axially displaceable within the cylinder in close contact with the latter. Within the cylinder 12, a disk 62 is non-rotatable but axially displaceable on the shaft 5 and on the outer part fixed to the outer race 11 a related party. Another disk 63 has a hub firmly connected to disk 62 and slides with its outer circumference tightly (with sealing ring) in an extended open end of cylinder 12.
A conically shaped disk 64 fixedly connected to the cylinder 12 slides with a tight fit on the hub of the disk 63 and divides the cylinder 12 into two oil chambers 71 and 72.
A control slide 67 is arranged in an opening provided in the hubs of the discs 62 and 63. This slide regulates the oil supply from an annular space 70 into the oil chambers 71 and 72 by means of pairs of control edges 47, 48.
The slide valve can be formed by a bush (FIG. 10) arranged inside the hubs of the disks 62 and 63, or it can be arranged outside the rotating parts of the L transmission or even completely outside the gear. An example of the latter arrangement is shown in Fig. 11 is; an axially movable control member 67 is arranged within half of the sleeve 99, and the sleeve is preferably connected to one of the disks 62 or 63 so that its axial displacement is a multiple of the corresponding displacement of this disk, which requires sensitive speed control.
The inner race 65 is axially fixed like the inner race 14 in FIG. The advantages of such a construction emerge when looking at FIG. 9. When the speed is changed, the inner race 66 (or 15) takes over the entire necessary axial displacement.
Since the centers of the balls and the center plane of the inner and outer race rings (line 3-3 in FIG. 6) shift axially by half of this amount (D in FIG. 9), the balls that are driven by the torque are counteracted the axially fixed rolling elements 60 are pressed, ge forced to tilt an axis passing through its center point C, which coincides with the line 3-3 and is perpendicular to the axis of rotation AA.
The balls will therefore run on different tracks with each speed change; the entire surface of the sphere is better used and there is less wear and tear.
The operation of the transmission shown in Fig. 5 to 11 th is as follows: The drive shaft 5 is driven at a constant speed and the outer races 11, 13 rotate at this speed. The oil pump 82 keyed on the shaft 5 pushes oil into an annular space 70 and keeps the outer races at a certain axial distance from one another, which is determined by the position of the slide 67 according to the desired transmission ratio.
The balls 23 are pressed against the outer races and rotate with them, rotating around their fixed axis lying parallel to the main axis. rotate.
The rotating balls force the inner races 65, 66 pressed against them to rotate in the opposite direction to the outer races. The hollow shaft 98 and the inner member 16 of the pressure transducer rotate at the same speed as the inner races <B> 65,66 </B>. The sleeve-like part 89 of the output shaft and wheel 83 of the planetary gear, which transmits the output torque, are also forced by the balls 18 of the pressure transducer to ring at the speed of the inner race 65, 66 to rotate.
Since the balls 18 are arranged in the screw threads of the inner element 16 and the outer element 17 of the pressure transducer, the applied output torque generates the necessary axial pressure according to the thread of the screw windings and presses the inner rings 65, 66 against the balls 23, causing slippage between the Balls and barrel wrestling is prevented at any load.
If the speed is to be changed manually (92) or automatically, the slide 67 must be brought into the position corresponding to the desired output speed.
Since the four control edges of the slide bushing 67 and the hub of the part 63 must be in a line for force compensation, each axial movement of the slide bushing 67 will automatically be followed by the same axial displacement of 63 and the adjoining disk 62 with the outer race 11.
It may e.g. For example, it can be assumed that in FIG. 10 the slide 67 is moved to the right by switching the lever 92 into position X. It will immediately flow oil from the oil pump 82 and the line 96 through the ring opening under pressure into the chamber 71, the discs 62 and 64 axially apart and at the same time discs 63 and 64 against each other are pushed ver, whereby oil from the chamber 72 through the Ring opening is fed back into line 97 and into an oil reservoir 94 (Fig. 6).
This axial movement of the parts 62, 63 and 64 and the outer races 11 and 13 is continued until the control edges 47 and 48 are again in line and shut off the oil supply. During this movement, the outer races 11 and 13 pushed the balls 23 more into the center, with the inner races 65 and 66 axially pushed apart so that the points of contact between the force-transmitting balls and races have been changed.
After the ring spaces 68, 69 and 70 have been shut off, oil in line 96 is pressed by the oil pump through the overflow valve 193 back into the oil container 94, so that a circuit of oil container 94, line 95, oil pump 82, line 96, overflow valve 93, oil container 94 consists.
To reduce the output speed, the slide 67 must be moved in the opposite direction by switching the lever 92 to position Y. Then oil flows under pressure through the free ring opening into the chamber 72 and presses the disks 63 and 64 apart and at the same time disks 62 and 64 together; on the other hand, oil is withdrawn from the chamber 71 through the free ring opening via the line 97 back into the oil container 94.
The axial movements of the parts <B> 62, 63 </B> and 64 stop as soon as the control edges 47 and 48 coincide again. During this actuation, the outer races 11 and 13 are pressed apart, while the balls 23 are pressed against the outer races by components of the axial forces, always under the action of the pressure converter, which presses the inner races 65 and 66 against each other depending on the torque.
At low output speeds, at which the forces transmitted by the pressure transducer for reliable contact pressure against the diverging outer races could be insufficient due to the low contact angle, additional forces F appear, which come from the reaction forces against the rolling elements 60 and due to the Torque T transmitted to each ball press the balls 23 outwards (FIG. 7).
Infinitely variable friction gears according to the invention, in which the inner races rotate at constant speed, allow a speed range of the outer races of about 0.4 times to 5 times the drive speed, depending on the type of application.
The same gear, in which the outer races are driven at a constant speed, allows a speed range of the inner races from 0 to about 3 times the drive speed when the ball carrier is not rotating.
Since for most applications a reduction in speed down to 0 or even through 0 in the opposite direction is desired, gears are generally preferred in which the outer races are driven at constant speed.