Getriebe mit stufenlosem, von Hand und/oder automatisch gesteuertem Geschwindigkeitswechsel Die Erfindung bezieht sich auf ein Getriebe mit stufenlosem, von Hand und/oder automatisch ge steuertem Geschwindigkeitswechsel, insbesondere zur Verwendung als Geschwindigkeitswechselgetriebe, Lenkgetriebe oder dergleichen an Motorfahrzeugen, mit auf der Antriebswelle angeordneten Mitnehmem und auf der Abtriebswelle angeordneten Einweg kupplungen (Freilaufkupplungen), deren Antriebs hälften mit dem abtriebseitigen Ende eines mit jedem Mitnehmer zusammenwirkenden übertragungsmecha- nismus in kraftschlüssiger Verbindung stehen,
der mit einer umstellbaren Stütze versehen ist, durch deren Umstellung die Änderung der Grösse der Hin und Herbewegung der Einwegkupplung und somit des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes bewirkt wird.
Die bisherigen derartigen Getriebe weisen vor allem den Nachteil auf, dass ihre beweglichen Be standteile verhältnismässig gross sind und ungünstig beansprucht werden, so dass dann deren grosse hin und hergehende Massen schädliche Erschütterungen und rasche Abnutzung verursachen. Weiters sind deren Schaltvorrichtungen, seien diese mechanisch, hydraulisch oder ähnlich, kompliziert und kostspie lig. Manchen Einrichtungen fehlt ausserdem die Möglichkeit der vollständigen Ausschaltung der be weglichen Teile aus dem Betrieb bei Leerlauf oder in Verhältnissen, wo niedrigere Gangstufen nicht erfor derlich sind, d. h. wo es möglich wäre, den energie sparenden, sogenannten direkten Gang zu benützen.
Die bekannten Einrichtungen sind überdies unver- hältnismässig gross und schwer und daher insbeson dere für Motorfahrzeuge ungeeignet.
Die angeführten Nachteile sollen gemäss der Er findung dadurch beseitigt bzw. vermindert sein, dass der Übertragungsmechanismus ein biegsames über- tragungsband aufweist, dessen abtriebseitiges Ende mit dem primären Ring der Einwegkupplung in kraftschlüssiger Verbindung steht und dessen an triebseitiges Ende an die umstellbare Stütze aasgelenkt ist,
die das Übertragungsband je nach erforderlichem Übersetzungsverhältnis nach Art einer Sehne ver schieden tief in den Wirkungskreis des Mitnehmers verstellt und bei Leerlauf ausserhalb dieses Wirkungs kreises bringt.
Durch die erfindungsgemässen Massnahmen soll erreicht werden, dass die Antriebskraft von der an treibenden auf die angetriebene Welle ausschliesslich oder überwiegend durch Zug übertragen wird und dass das entsprechende Zugmittel möglichst regel- mässig beansprucht wird und ganz oder zum überwie genden Teil aus Halbfabrikaten. hoher spezifischer Zugfestigkeit anfertigbar ist, z.
B. aus dünnen Stahl bändern, dünnen Stahldrähten, die nebeneinander gereiht oder in ein oder mehrere Seile versponnen sind, Rollenketten und dergleichen, so dass die Masse der hin- und hergehenden Teile klein ist ; überdies ist ein solches Übertragungsband biegsam und schmiegsam, so dass es nur einen. kleinen Betriebs raum erfordert. Weiters braucht das übertragungs- band mit der Antriebswelle keineswegs dauernd ver bunden zu sein, sondern es kann leicht ausser Kon takt mit der Antriebswelle gebracht werden, so dass sich diese im Bedarfsfalle, z.
B. bei Leerlauf oder bei direktem Gang, allein drehen kann. Schliesslich kann die umstellbare Stütze des Übertragungsbandes leicht betätigbar sein, z. B. mittels einfacher Stellschnecke, die in Eingriff mit ihrem Zahnsegment einfällt und durch blosses Abkippen ausser Eingriff gebracht werden kann, wonach die umstellbare Stütze des Übertragungsbandes automatisch in die Nullstellung springt, so dass eine besondere Ausschaltkupplung nicht erforderlich ist;
analog dazu ist der Vorgang beim Betätigen der umstellbaren Stütze mittels Klin- kengesperres. Unter dem Ausdruck Übertragungs band ist nicht nur ein übliches, glattes oder mit Ausnehmungen versehenes Metallband, sondern auch ein Drahtband, Seil, Kette und dergleichen zu ver stehen.
Ausführungsbeispiele von Getrieben gemäss der Erfindung sind in der Zeichnung dargestellt. Es zeigen Fig. 1 einen Seitenquerschnitt des ersten Ausfüh rungsbeispielen bei Einstellung auf das höchste Übersetzungsverhältnis (höchste Umdrehungszahl der angetriebenen Welle) ; Fig. 2 dasselbe bei Einstellung auf die Nullstel lung ; Fig. 3 einen Aufrisslängsschnitt des zweiten Aus führungsbeispiels ; Fig. 4 einen Grundriss derselben Ausführung (ohne Deckel) ;
Fig. 5 einen Seitenquerschnitt derselben Ausfüh rung bei Einstellung auf das höchste übersetzungs- verhältnis ; Fig. 6 dasselbe bei Einstellung auf die Nullstel lung ; Fig. 7 einen Längsschnitt der Sperrad-Einweg- kupplungen des Getriebes in grösserem Masstab ; Fig. 8 ein Schema der kombinierten axialen Sperrad-Einwegkupplungen im grösseren Masstab, im eingerückten Zustande ; Fig. 9 dasselbe im ausgerückten Zustande ;
Fig. 10 eine Seitenansicht der übertragungs- schwinge zum Übertragungsband für das Getriebe nach den Fig. 3 bis 6 im grösseren Masstab und mit Dämpffeder ; Fig. 11 einen Aufriss dazu ; Fig. 12 eine Aufrissansicht auf ein übertragungs- band, das gleichzeitig als Bandrücksteller dient, im zusammengewickelten, entspannten Zustande ; Fig. 13 dasselbe im auseinandergewickelten, ge spannten Zustand ;
Fig. 14 einen Seitenquerschnitt des dritten Aus führungsbeispiels in der Form eines in das Kurbel gehäuse des Antriebsmotors eingebauten Getriebes bei Einstellung auf das höchste Übersetzungsver hältnis ; Fig. 15 dasselbe bei Einstellung auf die Null stellung ; - Fig. 16 einen Grundrisschnitt eines kombinierten Antriebs- und Lenkgetriebes ;
Fig. 17 eine Aufrissansicht auf das vierte Aus führungsbeispiel des Getriebes bei Anwendung an einem Fahrrad<B>;</B> Fig. 18 eine Aufrissansicht auf ein Ausführungs beispiel einer Sperrad-Steuervorrichtung, und Fig. 19 eine Grundrissansicht auf dasselbe.
Die Fig. 1 und 2 zeigen ein Getriebe, bei dem als Anriebswelle eine Kurbelwelle 1 mit zwei um 18011 versetzten Kurbeln 2 als Mitnehmer angewandt ist, auf deren Zapfen zwecks Reibungsverminderung Berührungsrollen 2' drehbar aufgesetzt sind.
Die Abtriebswelle 12 ist mit zwei Einweg-Freilauf-Kupp- lungen versehen, am besten gemäss der an Hand der Fig. 7 bis 9 beschriebenen Ausführung, deren pri märer Ring 10 auf seinem Umfang Zähne aufweist, die in Öffnungen im leichten, biegsamen übertra- gungsband 3 einfallen ;
dieses ist mit seinem einen Ende am Zapfen 4 der umstellbaren Stütze 5 ange schlossen und führt mit seinem anderen Ende zum biegsamen Koppelungsband 13, das um die Rolle 15 gelegt und mit seinem anderen Ende am übertra- gungsband 3 angeschlossen ist, das der anderen Ein weg-Kupplung und der zweiten Kurbel 2 angehört. Die Rolle 15 ist im Halter 16 gelagert, der durch die Kompensationsfeder 17, die zum Ausgleich der Bewegungs-Unregelmässigkeit und zum Spannen des ganzen Zugmittel-Systems dient, weggedrückt wird.
Jedes der beiden Übertragungsbänder 3 mit der hie zugehörigen Kupplung ist gegenüber einer der beiden Kurbeln 2 (in der Zeichnung ist nur eine Kurbel ver anschaulicht) angebracht. Der Zapfen 4 kann für beide Übertragungsbänder 3 gemeinsam, und zwar von doppelter Länge sein. Die umstellbare Stütze 5, gemeinsam für beide Übertragungsbänder 3 und ver- schwenkbar um die Achse der Antriebswelle (ihre Schwenkachse könnte auch ausserhalb der Achse der Welle 1 sein), ist mit einem kreisförmigen Steilseg ment 6' mit Schraubenverzahnung versehen, mit der eine selbsthemmende Stehschnecke 6 in Eingriff ist, die im Lager 8 drehbar gelagert ist, das um den Zapfen 9 verschwenkbar ist, der ausserhalb der Achse der Steilschnecke 6 so angeordnet ist,
dass diese durch die Wirkung der Umfangskraft der um stellbaren Stütze 5 dauernd und selbsttätig in den Eingriff mit ihrer Verzahnung gedrückt wird. Die Umstellung der Lage der Stütze 5 des übertragungs- bandes 3 erfolgt hier durch Drehen des Handsteuer rades 7. Durch sein Abheben kann die Steilschnecke 6 ausser Eingriff mit der Verzahnung der umstell baren Stütze 5 gebracht werden, so dass sich diese infolge Fortfallens der Abstützung und mittels der Feder 17 selbsttätig in die Nullstellung verschwenkt, in der das Getriebe ausgeschaltet ist, so dass hier keine besondere Schaltkupplung notwendig ist.
Die Wirkungsweise des Getriebes ist folgende Beim Einstellen der Stütze 5 in die Nullstellung (wie in Fig. 2 veranschaulicht), läuft die Antriebskurbel welle 1 leer, da die Kurbelzapfen 2 bzw. die Rollen 2' ausserhalb der Übertragungsbänder 3 umlaufen, so dass der ganze übrige Mechanismus im Stillstand verbleibt.
Bei progressiver Umstellung der Stütze 5 in der Uhrzeigerrichtung werden die übertragungs- bänder 3 bei jeder Umdrehung der Kurbel 2 pro gressiv mehr und mehr verbogen, bis dann im Laufe einer weiteren Umstellung der Stütze 5 beide über tragungsbänder 3 um die Rollen 2' einen dauernden Bogen bilden, dessen Lage, Form und Länge sich im Laufe jeder Umdrehung der Antriebswelle 1 ändern, wodurch der Abtriebswelle 12 vermittels der Ringe 10 beider Einweg-Kupplungen wiederholte Einweg- Impulse erteilt werden.
Je mehr sich die Stellung der Stütze 5 der in Fig. 1 dargestellten Stellung nähert, desto grössere Verdrehung, aber desto kleineres Drehmoment wird der Abtriebswelle 12 bei jedem Impuls erteilt. Am schnellsten und mit dem klein sten Drehmoment wird die Abtriebswelle 12 bei der Einstellung nach Fig. 1 gedreht, am langsamsten, je doch mit grösserem Drehmoment bei der Einstellung nahe vor der Nullstellung nach Fig. 2. Zwischen bei den Grenzzuständen erfolgt die Änderung des über setzungsverhältnisses mit Rücksicht auf die grosse Zähnezahl der Sperräder praktisch stufenlos.
Der leere Rücklauf beider Übertragungsbänder 3 und beider Ringe 10 wird hier durch gegenseitige Koppe lung beider Übertragungsbänder 3 mittels des abge federten Koppelungs-Bandes 13 besorgt.
Die Fig. 3 bis 13 veranschaulichen ein Aus führungsbeispiel, bei dem die Möglichkeit der Be nützung des direkten Ganges gegeben ist und auch das Übersetzungsverhältnis automatisch gewechselt werden kann. Die Antriebsleistung vom Motor wird dem Wechselgetriebe durch die Kurbelwelle 34 mit dem Schwungrad 75 zugeführt. Anstatt einer übli chen Reibungskupplung ist hier auf dem Endzapfen 35 der Kurbelwelle 34 unverdrehbar, aber axial ver schiebbar eine Synchronisierungs-Klauenkupplung 36 der bei Wechselgetrieben von Motorfahrzeugen übli chen Ausführung angebracht.
Diese Kupplung kann mittels eines üblichen Schalthebels und einer Schalt stange mit Gabel (der Schaltmechanismus ist zwecks besserer Übersichtlichkeit in der Zeichnung nicht dargestellt) in die Klauen des Stirn- oder Kettenzahn rades 37 eingeschoben werden, so dass dann die Kraft mittels des weiteren Stirn- oder Kettenzahn rades 38 auf die Vorgelege-Antriebswelle 1 und über das eigentliche Wechselgetriebe auf die Abtriebswelle 12 (und weiter) übertragen wird.
Die Kupplung kann aber auch in die Klauen des anliegenden Endes der Abtriebswelle 12 eingeschoben werden, wodurch eine direkte Übertragung auf die Abtriebswelle 12 (und weiter) zustande kommt, wobei das eigentliche Wech selgetriebe einschliesslich der ganzen Steuervorrich tung und der Zahnräder 37 und 38 ausser Betrieb gesetzt wird und im Stillstand verbleibt. Das eigent liche Wechselgetriebe besteht hier aus der Antriebs welle 1, die mit einem Paar kreisrunden Exzenter 2 als Mitnehmer versehen ist, die um 180 versetzt und zwecks Reibungsverminderung nach Art der Rollen lager ausgebildet sind.
Das gegenüber jedem Exzen ter 2 angeordnete Übertragungsband 3 aus Stahl ist zum Unterschied vom vorangeführten Ausführungs beispiel an eine starre Übertragungsschwinge 3' an geschlossen, die mittels Zapfen 4 an der umstellbaren Stütze 5 angelenkt ist. Das andere Ende der über tragungsbänder 3 ist an den primären Ringen 10 beider Sperrad-Einwegkupplungen auf der Welle 12 angenietet.
Beim Drehen der Antriebswelle 1 versetzen dann die Exzenter 2 die Übertragungsschwingen 3' in schwingende Bewegung, wodurch mittels der Über- tragungsbänder 3 und der Einwegkupplungen der Welle 12 abwechselnd wiederholte Impulse in einer Richtung erteilt werden. Die leeren Rückwärtshübe der Ringe 10 und der Bänder 3 mit den starren Übertragungsschwingen 3' besorgen hier zwei spiral förmige Bandfedern 14, die mit einem Ende am Ring 10 und mit dem anderen Ende am Getriebe gehäuse 44 angeschlossen sind.
Die umstellbare Stütze 5 der Übertragungsbänder 3 ist hier in Form eines Bügels ausgeführt ; sie ist um zwei im Getriebe gehäuse 44 gelagerte Führungszapfen 18 verschwenk- bar und mit einem kreisförmigen Stellsegment 6' mit Schraubenverzahnung oder schräger Stirnverzahnung versehen, in die die Stellschnecke 6 eingreift. Diese ist im Lager 8 drehbar gelagert, das mittels zweier Lageraugen auf die Steuerwelle 24 frei und um diese schwenkbar aufgesetzt ist.
Die Stellschnecke 6 wird mittels der Feder 19 dauernd und selbsttätig in Ein griff gehalten, wobei diese Feder nach bewerkstellig tem Eingriff noch durch Wirkung der Umfangskraft der umstellbaren Stütze 5 unterstützt wird. Das Aus rücken aus dem Eingriff wird mittels Druckglieder (in der Zeichnung nicht dargestellt) vorgenommen, die auf die auf den Ausrückzapfen 20 der Stell schnecke 6 aufgesteckten Rollen 21 einwirken. Es sind hier drei Rollen für drei Druckglieder ange wendet, so dass das Ausrücken aus dem Eingriff selbsttätig von drei Stellen aus bewerkstelligt werden kann, z.
B. vom Schalthebel der Synchronisierungs- Kupplung 36 (selbsttätig bei Einstellung auf Leerlauf und auf direkten Gang), von dem Umstellhebel des Ritzels 39 (selbsttätig beim Bremsen mittels des Mo tors) und vom Bremspedal (selbsttätig bei jedem stärkeren Einbremsen des Motorfahrzeuges). Die Stellschnecke 6 kann überdies noch von Hand oder vom Fuss des Lenkers aus mittels einer besonderen Zugstange betätigt werden.
Nach dem Ausrücken der Stellschnecke 6 verschwenkt sich die Stütze 5 wieder selbsttätig und rasch infolge des Druckes der Exzen ter 2 auf die Übertragungsschwinge 3' und durch die Rückstellfeder 14 in die Leerlaufstellung nach Fig. 6,
wobei das Anschlagstück 33 mit der Feder 32 zur Dämpfung des Anschlages dient. Die Vorrichtung zur automatischen Regelung und manuellen Steue rung des übersetzungs-Verhältnisses ist hier wie folgt ausgeführt Auf der Welle der Stellschnecke 6 ist das Rad 22 mit Schraubverzahnung fest aufgesetzt, das im stän digen Eingriff mit dem Schneckengewinde 23 ist, das auf der Welle 24 ausgebildet ist, die parallel zu den Wellen 1 und 12 verläuft. Auf dieser Steuerwelle 24 sind das Rad 25 mit Verzahnung für eine Rollen kette, die gleichzeitig das Rad 27 umspannt, und das Stirnzahnrad 26, das in Eingriff mit dem Rad 28 ist, fest aufgesetzt.
Die röhrenförmige Nabe des Rades 27 ist auf der Antriebswelle 1 frei drehbar aufgesetzt und führt in das Innere des auf der Welle 1 fest aufgesetzten, am besten pseudo-astatischen Flieh kraftreglers 29, wo sie mit der angetriebenen La melle der ebenfalls innerhalb angeordneten Reibungs- kupplung fest verbunden ist. Die röhrenförmige Nabe des Rades 28 ist auf der Nabe des Rades 27 frei drehbar aufgesetzt und führt auch in das Innere des Reglers 29, wo sie mit der zweiten angetriebenen Lamelle fest verbunden ist.
Die Konstruktion und Einstellung des Reglers 29 ist derart ausgeführt, dass bei einer bestimmten Umdrehungszahl der Antriebs welle 1, welche der vorteilhaftesten Umdrehungszahl des Fahrzeugmotors entspricht, keine von den an getriebenen Lamellen mitgenommen wird und beide Räder 27, 28 stillstehen.
Falls sich jedoch das Ver hältnis der Kraft des Motors zu seinem Widerstand verändert und infolgedessen die Umdrehungszahl des Motors und somit auch der Antriebswelle 1 mit dem Regler 29 unter oder über eine bestimmte gewählte Grenze sinkt bzw. ansteigt, drückt sich die antrei bende Lamelle der Reibungskupplung je nach gegen seitigem Grössenverhältnis der Kraft der Federn und der Fliehkraft der Gewichte des Reglers an die eine oder die andere angetriebene Lamelle an, wodurch das eine oder das andere von den Rädern 27, 28 mit genommen wird.
Somit fangen auch beide Räder 25, 26, die Welle 24 mit dem Gewinde 23 und das Rad 22 mit der Stellschnecke 6 sich in der einen oder anderen Richtung (je nachdem, ob durch den Regler 29 das Kettenrad 27 mitgenommen wird, das dem Rad 25 die Drehbewegung in gleicher Richtung er teilt, oder ob das Stirnzahnrad 28 mitgenommen wird, das dem Rad 26 Drehbewegung in entgegen gesetzter Richtung erteilt) zu drehen und die um stellbare Stütze 5 ändert ihre Stellung, wodurch sich auch das Übersetzungsverhältnis im gewollten Sinne ändert.
Das Übersetzungsverhältnis ändert sich aber immer nur bis zu dem Augenblick, in dem der Motor und die Antriebswelle 1 mit dem Regler 29 wieder ihre normale, optimale Umdrehungszahl erreichen, bei welcher die Räder 27, 28 wieder stillstehen. Im Bedarfsfall kann dann die Tätigkeit des Reglers 29 beeinflusst bzw. von Hand oder von Fuss des Len kers aus mittels einer besonderen Schaltgabel (in den Figuren nicht gezeichnet) und einer axial ver schiebbaren Hülse 30 gesteuert und dadurch ein be liebiger Wechsel des Übersetzungsverhältnisses ohne Rücksicht auf die Drehgeschwindigkeit der Antriebs welle 1 erzielt werden.
Es wäre aber auch möglich, aus dem Regler 29 die Fliehgewichte und ihre Ge genfeder zu entfernen und nur die mittels der Hülse 30 betätigte Reibungskupplung zu belassen und so lediglich nur die Handsteuerung des übersetzungs- verhältnisses zu benutzen. Dies hätte trotzdem den Vorteil, dass die für die Umstellung der Stütze 5 erforderliche Kraft nicht von Hand aus ausgeübt werden muss, da sie von der Antriebswelle 1 bzw. vom Motor selbst geliefert wird, so dass es sich dann um eine Handregelung mit mechanischer Servo-Vor- richtung handelt.
Eine nützliche Ergänzung der um stellbaren Stütze 5 bei jeder Regelung sind die Siche rungsvorsprünge 31 an beiden Enden des verzahnten Stellsegments 6', welche hinter beiden Grenzstellun gen der Stütze 5 die Stellschnecke 6 selbsttätig vor- übergehend aus dem Eingriff mit dem verzahnten Segment 6' hinaus rücken und so das Rutschen und die rasche Abnützung der Reibungslamellen der Re gelungsvorrichtung verhindern. Von jedem solchen Ausrücken der Stellschnecke 6 kann der Lenker des Fahrzeuges mittels optischer und akustischer Signali- sation, betätigt mit Hilfe bekannter Mittel, benach richtigt werden, damit er die notwendigen Vorkeh rungen trifft.
Die Sicherungsvorsprünge 31 können entweder fest sein oder auf bekannte Arten verstell bar ausgeführt werden. Durch die beschriebene selbst tätige Regelung wird Ersparnis an Brennstoff erzielt und ausserdem psychische und auch physische Ener gie des Fahrzeuglenkers erspart. Zum letzten Punkt trägt auch der Umstand bei, dass infolge der Mög lichkeit gänzlicher Unterbrechung der Kraftübertra gung und stufenloser Veränderung des übersetzungs- verhältnisses von Null aufwärts hier die übliche Rei bungskupplung nicht notwendig ist, so dass das häu fige Durchtreten und Zurücknehmen des Kupplungs pedals in Wegfall kommt.
Die vervollkommnete, wesentlich bereits bekannte axiale dreiteilige Sperrad-Kupplung nach den Fig. 7, 8 und 9 hat gegenüber den üblichen zweiteiligen Sperrad-Kupplungen zwei wesentliche Vorteile Sie erhöht erstens die Dauerhaftigkeit und gleich zeitig die Geräuschlosigkeit der Sperräder infolge Ausschliessens der Andrückfeder, und zweitens erhöht sie die Dauerhaftigkeit und erniedrigt gleichzeitig die Herstellungskosten der Sperräder dadurch, dass sie die Anwendung von festeren und fabrikatorisch billigeren Zahnprofilen des Sperrads ermöglicht.
Das Prinzip der Kupplung führen vorerst sche matisch die Fig. 8 und 9 vor. Der primäre, d. h. der treibende Teil der Kupplung besteht aus dem Ring 10, an dem das Ende des Übertragungsbandes 3 an genietet ist, und aus dem Sperrad 10', das die Im pulse dem sekundären, d. h. dem getriebenen Sperr- rad 11 übergibt, in dessen Sperrverzahnungen es sich abwechselnd einrückt (zu Anfang des Impulses) und ausrückt (zu Anfang des leeren Rückwärtsganges). Der primäre Ring und das Sperrad 10' greifen dauernd ineinander, und zwar mittels ihrer breiten Vorsprünge, die eine bestimmte, kleine, gegenseitige Verschwenkung bzw.
Ausschraubung, die zum Ein rücken der Verzahnung des treibenden Sperrades 10' in die Verzahnung des angetriebenen Sperrades 11 notwendig ist, gestatten. Zu Anfang des leeren Rück wärtshubes rückt sich das treibende Sperrad selbst tätig aus der Verzahnung des Sperrades 11 aus, rückt sich tiefer in den primären Ring 10 hinein (siehe Fig. 9) und verbleibt in dieser Position während des ganzen Leerlaufhubes, im Gegensatz zu bisherigen Sperrädern, die bei jedem Schalten durch Druck der Feder ineinander einspringen, wodurch die Kupp lung nicht nur Geräusch erzeugt, sondern sich auch rasch abnützt und beschädigt.
Nach Beendigung des leeren Rückwärtshubes ist das treibende Sperrad 10' infolge der Schwungkraft seiner Masse (die man je nach Bedarf grösser oder kleiner wählen oder auch durch eine kleine, dauernd auf das treibende Sperrad 10' einwirkende Reibungsbremse ersetzen kann) be strebt, in der bisherigen Bewegungsrichtung zu ver harren.
Es gleitet auf den schiefen Vorsprüngen (deren Neigung man je nach Bedarf grösser oder klei ner wählen kann) in Richtung auf den Eingriff mit der Verzahnung des angetriebenen Sperrades 11, wo hin es dann durch die Kraft des über die schiefen Vorsprünge übertragenen Impulses gänzlich einge drückt wird (siehe Fig. 8) und es ist gezwungen, in dieser Position bis zum Ende des impulsiven Vor wärtshubes zu verbleiben, ohne Möglichkeit eines Durchschlupfes und einer Beschädigung der Sperrad zähne.
Diese Sicherung des Eingriffes durch die Kraft ermöglicht eine weitere Vervollkommnung der Sperrad-Kupplung in dem Sinne, dass die wirksamen Flanken der Zähne zwecks Verhinderung des Durch- schlupfes nicht nach vorne, in der Richtung des Im pulshubes geneigt oder wenigstens senkrecht zu die ser Richtung gestellt werden und ein scharfes oder nur geringfügig abgerundetes Profil haben müssen, sondern nach hinten, in der Richtung des Rück wärtshubes geneigt werden (Winkel a) und ein stump fes,
genügend abgerundetes Profil haben können. Dadurch werden die Zähne nicht nur fester und wi derstandsfähiger gegen Abbrechen, sondern sie sind auch fabrikatorisch billiger, da man sie mittels kost spieligen Fräsens oder Hobelns warm- oder auch kaltpressen, auswalzen und ähnliches kann. Da bei können die Zahnkämme entweder radial sein, d. h. direkt in die Achse der Welle 12 zielen, oder schräg, d. h. vom Radius abgeneigt, geradlinig oder bogenförmig und ähnlich ausgebildet werden.
Eine praktische Ausführung eines Verbundpaares solcher vervollkommneter Kupplungen ist in Fig. 7 veranschaulicht. Auf einer genuteten Antriebswelle 12 ist ein gemeinsames angetriebenes, sekundäres Sperrad 11 fest aufgesetzt, das beiderseits an aufge schraubten Muttern 20 axial abgestützt ist. Die Mut- tern 20 sind gegen selbsttätiges Lockern gesichert und auch aussen mit Gewinde versehen.
Auf der Nabe des angetriebenen Sperrades 11 sind zu beiden Seiten die primären Ringe 10 aufgesetzt, an deren Kränzen die Enden des Übertragungsbandes 3 ange nietet sind, und auf deren Naben, die mit flachem, vielgängigem Bewegungsgewinde (das die schiefen Vorsprünge laut Fig. 8 und 9 ersetzt) geeigneter Stei gung versehen sind, die treibenden Sperräder 10' so aufgeschraubt sind, dass deren Sperrzähne gegenüber den Zähnen des angetriebenen Sperrades 11 situiert sind. Die primären Ringe 10 stützen sich beim über tragen der Impulse an die Muttern 20", die auf die Muttern 20' aufgeschraubt und ebenfalls gegen selbständiges Lockern gesichert sind.
An den Rin gen 10 sind die spiralförmigen Bandfedern 14 be festigt, die den Rückwärtshub dieser Ringe sichern.
Die beim Wechselgetriebe nach den Fig. 3 bis 6 angewandten starren Übertragungsschwingen 3' ver- anschaulichen die Fig. 10 und 11. Die übertragungs- schwinge 3' ist hier in Form einer Zugstange mit einem Auge für die schwenkbare Verbindung mit der umstellbaren Stütze 5 ausgeführt, während die Ver bindung mit dem Übertragungsband 3, bbwohl diese ebenfalls schwenkbar mittels Auge und Bolzen aus geführt werden könnte, hier mittels der Schraube 46 fest ausgeführt ist,
und zwar durch Einklemmung zwischen die Stirn der Übertragungsschwinge 3' und die gekrümmte Beilage 49, so dass bei den Arbeits schwenkungen der Übertragungsschwinge 3' sich das Übertragungsband 3 über die mit genügend grossem Radius gekrümmte Beilage 49 und die abgerundete Stirn der Übertragungsschwinge 3' biegt. Der Vorteil dieser Art der Verbindung mit dem Band gegenüber der schwenkbaren Verbindung mittels Auge und Bol zen ist der Bedarf einer weniger breitenÜbertragungs- schwinge und der, dass eine solche Verbindung keiner Schmierung bedarf.
Die Übertragungsschwinge ist mit einer Feder 47 ausgestattet, die zur Dämpfung schädlicher Stösse der Exzenter 2 auf die starren Übetragungsschwingen 3' dient, welche vorüber gehend beim Umstellen der Stütze 5 aus der Leer laufstellung über die niedrigsten Geschwindigkeiten, bei denen die Übertragungsschwinge 3' noch nicht in dauernder Berührung mit dem Exzenter 2 verbleibt, vorkommen können.
Die Feder 47 ist aus einem Stück runden oder vierkantigen Drahtes hergestellt und hat die Grundform einer Haarnadel, deren jeder Arm in eine oder mehrere Windungen gebogen und in der Nähe der Querbindung in gleicher Richtung hakenförmig umgebogen ist.
Die Feder 47 wird dann auf die starre Übertragungsschwinge 3' rittlings so aufgesetzt, dass ihre Verbindung an der Beilage 49 abgestützt ist, ihre Berührungsarme aussenseits, schief und längs der Flanken der Berührungsbahn der star ren Übertragungsschwinge 3' situiert sind, ihre Win dungen an dem zur Versteifungsrippe der starren Übertragungsschwinge 3' angeschweissten Stift 48 abgestützt sind und ihre beiden Enden an der über tragungsschwinge 3' mittels der Schraube 46 fest an geklemmt sind. Die Spannung der Feder 47 wirkt in der Richtung gegen den angedeuteten Pfeil, d. h.
gegen die Richtung der Stösse der Exzenter 2. Auf diese Weise wird der Stoss von Seiten des Exzenters 2, der ungefähr um die zweifache Stärke des Drahtes der Feder 47 breiter ist als die Übertragungsschwinge 3' und der vorerst, bevor er in Berührung mit der eigentlichen starren Übertragungsschwinge 3' kommt, die Feder 47 eindrücken muss, gedämpft. Die Span nung und der maximale Hub der Feder 47 können je nach Bedarf verschieden sein. Der Hub der Feder 47 ist bei der Ausführung nach Fig. 10 und 11 mittels besonderen Vorsprunges auf dem Kopf der Schraube 46 begrenzt.
Dadurch wird einerseits das Anstossen des Exzenters 2 auf das Übertragungsband 3 und seine Beschädigung verhindert, anderseits wird ein glatter Übergang des Exzenters 2 über die Vertie fung zwischen der Beilage 49 und der starren über tragungsschwinge 3' erzielt. Die Fig. 12 und 13 veranschaulichen eine alter native Ausführung des Übertragungsbandes 3", das gleichzeitig die Rückstellfeder 14 ersetzt.
Dies wird dadurch erzielt, dass das Übertragungsband 3" aus gut federndem Material, etwa aus Stahl, angefertigt ist und im entspannten Zustande in einem Wickel zusammengerollt bleibt, der in Form und Abmessun gen annähernd dem Umfang des primären Ringes entspricht.
Die Federkraft eines derart angefertigten Übertragungsbandes 3" wirkt dann im montierten Zustande gegen seine Rektifizierung, d. h. es ist um seine engstmögliche Aufwicklung auf den Ring 10 bestrebt und verschwenkt diesen daher zurück und zieht gleichzeitig hinter sich auch die übertragungs- schwinge 3' und die umstellbare Stütze 5 in der Rich tung zur Leerlaufstellung. Falls die Widerstände ge gen diese Rückstellbewegungen grösser sind,
so kön nen die Abmessungen des Wickels des Übertragungs bandes 3"' im entspannten Zustande kleiner als der Umfang des Ringes 10 ausgeführt werden, womit eine bestimmte Vorspannung erzielt wird.
Die Fig. 12 und 13 stellen gleichzeitig eine alter native Ausführung des primären Ringes 10 dar, der hier die Form eines Nockens hat. Dadurch wird er zielt, dass die den Verlauf der Winkelgeschwindig keiten des primären Ringes 10 im Laufe eines Hubes des Übertragungsbandes 3 veranschaulichende sinus- förmige Kurve in dem am häufigsten angewendeten Bereich flacher und somit das Umdrehen der Ab triebswelle 12 gleichmässiger wird. Eine analoge Wirkung könnte auch durch Ausführung des primä ren Ringes 10 in Form eines Exzenters und ähn lichem erreicht werden.
Die übrigen bei dem Wechselgetriebe nach den Fig. 3 bis 6 angewandten Organe sind dann fol gende Auf der Abtriebs-welle 12 ist das Rad 40 mit zweierlei Verzahnung aufgekeilt, nämlich mit Stirn- und Kegelverzahnung. Beide sind normal ausser Ein griff.
Die Stirnverzahnung arbeitet lediglich beim Herunterfahren von langen Gefällen, wo es vorteil haft ist, die Bremswirkung des Motors auszunützen, und bietet gleichzeitig eine niedrige Aushilfsgangstufe für den Fall einer Störung am eigentlichen Wechsel getriebe, d. h. an den Exzentern 2, den übertragungs- bändern 3, Übertragungsschwingen 3' und Sperrad- Kupplungen. In diesem Falle wird mit dem Rad 40 das Ritzel 39 in Eingriff gebracht, das drehfest, je doch axial verschiebbar auf der Antriebswelle 1 auf gesetzt ist.
Die Kegelverzahnung arbeitet dann ledig lich beim Rückwärtsgang des Motorfahrzeuges, wo durch eine einzige Schaltbewegung mittels der gegen seitig gekuppelten Schaltgabeln (in den Figuren nicht eingezeichnet) die Klauennabe des Kegelrades 41, welches drehfest, aber axial verschiebbar auf der sekundären Abtriebswelle 12' aufgesetzt ist, die mit einem Ende in dem Ende der Welle 12 und mit dem anderen Ende im Lager des Getriebegehäuses 44 frei drehbar gelagert ist, aus dem Eingriff mit den Klauen des Rades 40 und gleichzeitig das auf dem Zapfen 43 frei drehbare Kegelrad 42 in Eingriff so wohl mit der Kegelverzahnung des Rades 40 als auch mit der Kegelverzahnung des Rades 41 gebracht wer den.
Bei normaler Vorwärtsfahrt, d. h. während des Hauptteiles der Betriebszeit sind die Kegelräder aus- ser Eingriff, die Klauen der Nabe des Rades 41 sind in die Klauen des Rades 40 eingeschoben und beide Wellen 12 und 12' drehen sich als ein Ganzes.
Das Wechselgetriebe nach den Fig. 3 bis 6 kann auf zweierlei Weise verwendet werden. Entweder kann der Fahrzeuglenker bequemerweise ständig lediglich den Weg der indirekten Kraftübertragung über die Vorgelegeräder 37, 38, Antriebswelle 1, Exzenter 2, Übertragungsschwingen 3', Übertragungs bänder 3, Sperrad-Kupplungen und Wellen 12, 12' benützen, da diese (bis auf die sehr selten gebrauchte Schaltung des Rückwärtsganges und der Motor bremsen) voll automatisch ist, oder aber es hat der Lenker Interesse auch am sparsameren und leiseren Betrieb des Fahrzeuges und schaltet die Kupplung 36 im geeigneten Zeitpunkt, d. h.
wenn sich die um stellbare Stütze 5 in der Stellung des höchsten über setzungsverhältnisses nach Fig. 5 befindet und die Welle 12 annähernd gleiche Umdrehungszahl wie der Motor aufweist, auf direkte Kraftübertragung von der Kurbelwelle 34 lediglich über die Kupplung 36 direkt auf die Wellen 12, 12' um. Bei dieser zweiten Fahrweise können bedeutende Ersparnisse an Brenn stoff erzielt werden, da die meisten Motorfahrzeuge den grössten Teil ihrer Fahrstrecke im direkten Gang zurücklegen. Die Umschaltung der Kupplung 36 vom indirekten auf direkten Kraftfluss und umgekehrt kann überdies noch durch bekannte Mittel (z.
B. wie der mittels Fliehkraftreglers ähnlich dem beschrie benen Regler 29 und auf die Schaltgabel der Kupp lung 36 wirkend) automatisiert werden. Das Wech selgetriebe für die indirekte Kraftübertragung kann auch so konstruiert werden, dass die Welle 12 bei höchster Stellung der umstellbaren Stütze 5 nach Fig. 5 eine höhere Umdrehungszahl als der Motor aufweist, so dass in diesem Falle die höchste in direkte Gangstufe auch als sogenannter Schnellgang mit höherem Übersetzungsverhältnis als der direkte Gang 1 : 1 verwendet werden kann.
Jedenfalls dienen dann die Sperrad-Kupplungen bei indirekter Kraft übertragung über die Antriebswelle 1 gleichzeitig als sogenannte Freilaufgetriebe. Dieses Wechselgetriebe könnte analog auch so konstruiert werden, dass sich die Antriebswelle 1 mit den Exzentern 2 in der Achse der Kurbelwelle 34 befindet und von dieser direkt angetrieben wird, während die Sperrad-Kupplungen mit der Welle 12 das Vorgelege bilden würden, von dem die Kraft auf die mit der Kurbelwelle 34 und der Antriebswelle 1 koaxiale Endabtriebswelle 12' übertragen werden würde, so dass auch hier direkte Kraftübertragung, der Rückwärtsgang,
das Motor bremsen und eine automatische Regelung möglich wären.
Die Fig. 14 und 15 veranschaulichen ein Ausfüh rungsbeispiel des Wechselgetriebes, bei dem aus Gründen der Einsparung an Platz, Gewicht und Herstellungskosten das Wechselgetriebe mit dem Kurbelmechanismus seines Antriebsmotors so kom biniert ist, dass die bestehende Kurbelwelle als An triebswelle des Wechselgetriebes (anstatt der An triebswelle 1 mit Kurbeln oder Exzentern 2 als Mit- nehmern) und das bestehende Motorgehäuse 53, 54 anstatt eines besonderen Wechselgetriebegehäuses 44 mit Deckel 45 ausgenützt wird.
Der ganze Kurbel mechanismus des Motors verbleibt dabei unverän dert, nur der Deckel 55 der Pleuelstange des Motors ist mit einer Berührungsrolle 2' versehen, mittels der die Übertragungsschwinge 3' von U-Profil in schwin gende Bewegung versetzt wird, die mittels des angeschlossenen Rollenketten-Übertragungsbandes 3, das mit seinem anderen Ende zum primären Ring 10 (der zwecks günstigerer Beanspruchung mit entspre chender Kettenverzahnung versehen ist) angeschlos sen ist, als ziehende, wiederholte Einweg-Impulse auf die primäre Abtriebswelle 12 übertragen wird. Von hier kann die Kraft auf das eigentliche angetriebene Organ entweder direkt vom Rad 51 (z.
B. beim Motorrad mittels sekundärer Kette auf das Hinter rad) oder, wie in den Fig. 14 und 15 dargestellt, über die Zahnräder 51, 52 und über eine Synchronisie- rungsklauenkupplung 36 auf die sekundäre, mit der Kurbelwelle 1 koaxiale Abtriebswelle 12' und von hier erst auf das eigentlich angetriebene Organ über tragen werden ; dies geschieht, damit es wieder möglich wird, die energiesparende und ruhige direkte Kraftübertragung von der Motorkurbelwelle auf das eigentlich angetriebene Organ zu benützen.
Die Syn- chronisierungsklauenkupplung 36 ist auf das Ende der sekundären Abtriebswelle 12' drehfest, aber axial verschiebbar aufgesetzt, so dass sie entweder in die Klauen des Rades 52 oder in die Klauen der antrei benden Kurbelwelle 1 eingerückt werden kann. Die Übertragungsschwinge 3' ist mit ihrem anderen Ende mittels des Zapfens 4 an die umstellbare Stütze 5 mit dem verzahnten Stellsegment 6' angeschlossen, in das wieder die abhebbare Stellschnecke 6 mit dem Zahnrad 22, dem Ausrückzapfen 20 und den Rollen 21 für das Ausrücken der Stellschnecke 6 aus dem Eingriff eingreift.
Das Rad 22 ist in ständigem Ein griff mit dem Schneckengewinde 23 auf der Steuer welle 24, die direkt mit der Welle des Steuerungs- Elektromotors 50 gekuppelt ist, der den elektrischen Strom z. B. von der Dynamomaschine oder vom Akkumulator des Fahrzeugs erhält. Die Steuerung des Übersetzungsverhältnisses geschieht entweder von Hand oder Fuss aus mittels geeigneten Umschalters, mit dem man nebst Ausschalten des Stromes die Drehung des Motors in der einen oder anderen Rich tung und somit eine Erhöhung oder Erniedrigung des Übersetzungsverhältnisses bewerkstelligen kann, oder automatisch derart, dass diese Umschaltung ein Fliehkraftregler bewerkstelligt.
Falls die Umdre hungszahl des Motors infolge vergrösserten Wider standes unter eine bestimmte Grenze herabsinkt, schaltet der Regler automatisch den elektrischen Strom so ein, dass sich der elektrische Motor 50 in derjenigen Richtung dreht, durch die sich das über- setzungsverhältnis erniedrigt und umgekehrt. Eine weitere Möglichkeit ist die Anordnung des Reglers und auch des Hand- oder Fussumschalters derart, dass die automatische Regelung noch nach dem Wil len des Lenkers beeinflusst werden kann.
In Fig. 14 ist das Wechselgetriebe bei Einstellung auf das höch ste Übersetzungsverhältnis dargestellt. Durch Neigung der umstellbaren Stütze 5 in der Richtung zur Leer laufstellung nach Fig. 15 wird das übersetzungsver- hältnis nach und nach herabgesetzt, bis in der äusser- sten Lage in der Leerlaufstellung die Übertragungs schwinge 3' und mit ihr auch das Übertragungsband 3,
die Kupplung und die primäre angetriebene Welle 12 aüs der Tätigkeit überhaupt ausgeschaltet werden (bei Leerlauf oder bei Direktgang). Bei Motoren mit mehreren Zylindern in Reihe können die Übertra gungsschwingen 3', die Übertragungsbänder 3 und die Kupplungen bei jeder Pleuelstange des Motors angeordnet werden, wodurch das Drehen der ange triebenen Welle 12 gleichmässiger wird.
Zum gleich- mässigeren Gang trägt auch die veranschaulichte Anordnung der primären angetriebenen Welle 12 in dem den Motorzylindern naheliegenden Teil des Mo torgehäuses bei, so dass die Kraft vom Motorkolben auf die Übertragungsschwinge 3' unmittelbar von der Pleuelstange (nicht verzögert durch die Vermittlung der Kurbelwelle und des Schwungrades) und der grösste Teil dieser Kraft zu Anfang des Hubes über tragen wird.
Die bei der Variante nach den Fig. 14 und 15 angewandte Anordnung der Übertragungs schwinge 3' (die Kurbelwelle wirkt mittels Berüh rungsrolle 2' auf die Endpartie der Übertragungs- schwinge 3', während das Übertragungsband 3 an deren mittleren Partie angeschlossen ist), welche ins besondere dadurch vorteilhaft ist,
dass die übertra- gungsschwinge 3' bis auf die eigentliche Leerlaufstel- lüng in ständiger Berührung mit der Rolle 2' und so mit auch mit der Kurbelwelle 1 verbleibt und auf diese Weise ein vorübergehendes Anschlagen bei den niedrigsten Übersetzungsverhältnissen ausschliesst. Diese Variante kann selbstverständlich auch für selb ständige, vom eigentlichen Antriebsmotor getrennte Wechselgetriebe angewandt werden, z. B. für das Wechselgetriebe nach den Fig. 3 bis 13.
Auf das selbständige Wechselgetriebe kann an und für sich auch die Kurbelwelle mit der Berührungsrolle 2' auf der Pleuelstange angewendet werden, wobei die Pleuelstange in diesem Falle lediglich als ein Füh rungsstück arbeiten würde und daher sehr leicht und ihr Ende mittels einer schwingenden Zugstange bo genförmig geführt werden könnte. Die Anwendung einer Kurbelwelle bzw. gekröpften Welle als An triebswelle bietet nämlich gegenüber einer Exzenter welle gleichen Gewichtes und Einbauraumes den Vorteil grösseren Hubes und es können daher kür zere und somit leichtere Übertragungsschwingen ver wendet werden.
Die Fig. 16 veranschaulicht ein Anwendungsbei spiel dieser Wechselgetriebe bei der Antriebsmaschi- nengruppe von Raupen-Motorfahrzeugen. Im ge meinsamen Gehäuse 44 sind hier drei Wechsel getriebe angeordnet, deren eigentlicher Getriebe mechanismus nach Art der Fig. 14 und 15 ausgeführt ist.
Eines von ihnen, und zwar jenes von der Kurbel welle 1 angetriebene dient als Geschwindigkeits- Wechselgetriebe für stufenlosen und automatischen Wechsel des Drehmoments und der Geschwindigkeit je nach sich änderndem Fahrwiderstand, d. h. es be sorgt die Funktion der üblichen Wechselgetriebe bei Motorfahrzeugen, während die übrigen zwei Wechsel getriebe zur Lenkung der Fahrtrichtung des Fahr zeugs dienen.
Der Motor treibt die Kurbelwelle 1 an, von hier wird die Bewegung auf die Abtriebswelle 12 übertragen, auf deren Ende das Kegelzahnrad 65 aufgekeilt ist, das in ständigem Eingriff mit den Rädern 56 und 58 ist, die frei drehbar auf der Mittel welle 59 und mit Klauen versehen sind, in die die Klauenkupplung 60 eingeschoben werden kann, die mit der Mittelwelle 59 drehfest verbunden, aber auf dieser axial verschiebbar ist. Je nach Einschieben der Kupplung 60 rechts oder links fährt das Fahrzeug entweder vorwärts oder rückwärts.
In gleicher Achse mit der Mittelwelle 59 sind vermittels Klauenkupp- lungen 61 ab- und einschaltbare Antriebs-Kurbel- halbachsen 1" angeordnet, die mit Kettenzahnrädern 64 fest verbunden sind, die zum Antrieb der Fort- bewegungs-Gleisketten des Fahrzeugs dienen.
Aus- serdem sind an jeder von beiden Kurbelhalbachsen 1" Bremsscheiben 63 befestigt, die einerseits zum Bremsen des Fahrzeugs (durch gleichzeitiges Brem sen beider Scheiben) und anderseits zum Verschwen- ken des Fahrzeugs an Stelle (durch Bremsen einer Scheibe) dienen. Zwei Kurbelzapfen mit Berüh rungsrollen 2' auf jeder von diesen Halbachsen 1" bilden dann Aktionselemente jener zwei Wechsel getriebe, die hier als verlustlose, regenerative Lenk vorrichtungen für Kurvenfahrt dienen.
Ihre Abtriebs wellen sind gegenseitig zu einer einzigen Regenera- tionswelle 12" verbunden, auf der das Regenerations- Stirnzahnrad 62 aufgekeilt ist, das dauernd in das Regenerations-Ritzel 57 eingreift, das mit dem Ke gelzahnrad 56 fest verbunden ist.
Bei gerader Fahrt vorwärts und auch rückwärts sind beide Kupplungen 61 eingerückt und beide Lenk-Wechselgetriebe sind auf ein beliebiges über- setzungsverhältnis zwischen Halbachsen 1" und Welle 12", jedoch nicht auf eine grössere Geschwin digkeit der Welle 12", als durch das Verhältnis der Räder 57 und 62 gegeben ist, eventuell auf die Leerlaufstellung eingestellt, wo die Getriebemechanis men überhaupt aus der Tätigkeit ausgeschaltet sind, d. h. die übertragungsbänder 3, die Schwingen 3' und ein Teil der Kupplung im Stillstand sind. Beim Einfahren in die Kurve, z.
B. in rechte Kurve, wird die rechte Kupplung 61 ausgerückt und im rechten Lenk-Wechselgetriebe wird so ein übersetzungsver- hältnis eingestellt, dass sich die Welle 12" und somit auch das Rad 62, das Ritzel 57, das Rad 56, die Welle 59, die Kupplung 61, die Halbachse 1", das linke Kettenrad 64 und die linke Gleiskette schneller drehen, als es der geraden Fahrt unter sonst gleichen Bedingungen entsprechen würde, und dies um so schneller, je kleiner der Kurvenradius sein soll und umgekehrt. Analog wirkt das Ganze bei der Fahrt in die linke Kurve.
Auf diese Weise kann eine grosse Reihe von kleinen Stufen der Geschwindigkeits- Unterschiede (je nach der Zähnezahl der Sperräder 10', 11) zwischen beiden Fortbewegungs-Gleisketten und somit eine grosse Reihe von verschiedenen Kur venradien und eine praktisch kontinuale Umände rung dieser Radien und daher eine fliessende, nicht ruckweise Bewegung des Fahrzeugs in der Kurve er reicht werden.
Ein wichtiger Vorteil ist hier der regenerative Charakter dieser ganzen Anordnung des Antriebs der Fortbewegungs-Gleisketten, d. h. die motorische Kraft, die nach dem Ausrücken einer Kupplung 61 auf die Fortbewegungs-Gleiskette an der Kurveninnenseite über die zweite Gleiskette an der Kurvenaussenseite und den Körper bzw. Rahmen des Fahrzeugs als Schubkraft gelangt (der Widerstand der Fortbewegungs-Gleisketten gegen die Schwen kung auf der Aufsitzfläche der Fahrbahn ist bestrebt, das Fahrzeug in möglichst gerader Fahrt zu halten) wird nicht durch Bremsen vernichtet - wie bei manchen Fahrzeugen - sondern regeneriert, d. h.
sie wird über die Welle 12" und die Räder 62, 57 auf die Mittelwelle 59 zurückgeführt, die sie ge meinsam mit der vom Motor kommenden Kraft über die eingerückte Kupplung 61, Halbachse 1" und Rad 64 auf die Gleiskette an der Kurvenaussenseite überführt, welche auf diese Weise in der Kurve die ganze Kraft des Motors allein zur Verfügung für die Traktion erhält.
Bei der beschriebenen Antriebsmaschinengruppe der Gleisketten-Motorfahrzeuge ist es möglich, das in Fig. 16 dargestellte Geschwindigkeits-Wechselge- triebe (mit der Antriebswelle 1) auch durch anderes bekanntes Wechselgetriebe, eventuell mit direkt in ihm eingebauten Rückwärtsgang, zu ersetzen.
In die sem Falle ist es vorteilhaft, die regenerierte mecha nische Energie von der Welle 12" auf die Mittelwelle indirekt über dieses andere Geschwindigkeits-Wech- selgetriebe und die Räder 65, 56 zu überführen, da sonst zu den Rädern 62 und 57 separat ein gus- schiebbarer Rückwärtsgang angeordnet werden müsste. Die Klauenkupplungen 61 könnten durch Reibungs- oder andere Kupplungen, eventuell durch ausschaltbare Planetengetriebe ersetzt werden.
Fig. 17 bis 19 veranschaulichen ein weiteres Aus führungsbeispiel des Wechselgetriebes bei Anwen dung auf dem Fahrrad. Jede von beiden ansonst nor malen Tretkurbeln 66 ist mit einem Exzenter 2 ver sehen, das wegen einfacherer Konstruktion und Ent lastung der Tretkurbelwelle 1 von der Torsions- beanspruchung mit dem Arm der Tretkurbel 66 aus einem Stück angefertigt oder an dem Arm der Tret kurbel 66 befestigt und zwecks Verringerung der Reibung auf die Art eines Wälzlagers ausgeführt ist (Analogisch könnte der Arm der Tretkurbel 66 an der Aussenseite mit einem Zapfen und die Tretkur bel auf die Art einer gekröpften Welle ausgebildet werden).
Gegenüber jedem von diesen Exzentern 2 ist die Schwinge 3' angebracht, die mit einem Ende mit dem Übertragungsband 3 verbunden ist, das zum Teil aus starrer Zugstange und zum Teil aus einer um das übliche Kettenrad 10' gewickelten Rollen kette besteht, und mit dem anderen Ende mit dem Zapfen 4 der umstellbaren Stütze 5 verbunden ist.
Beide Kettenräder 10', angebracht zu beiden Seiten des Fahrrad-Hinterrades, sind auf der Nabe dieses Rades vermittels bekannter Freilaufkupplungen so angeordnet, dass sie den primären Ring der Einweg kupplung bilden, so dass das Hinterrad lediglich bei der Bewegung der Schwinge 3' und des Bandes 3 in der Richtung zum Fahrrad-Vorderrad angetrieben wird, und dies abwechselnd an rechter und linker Seite.
Die Enden der rechten und linken Kette sind gegenseitig vermittels schwachen Verkoppelungsseiles 13 verbunden, das um die Rolle 15 gewickelt ist, die am Rahmen 74 des Fahrrades vermittels Halters 16 und der Kompensationsfeder 17 befestigt ist (dieser Verkoppelungsmechanismus könnte wohl durch An ordnung von Rückstellfedern 13 ersetzt werden).
Die umstellbare Stütze 5 ist hier in Form eines zweiarmigen Hebels ausgeführt, der um den am Rah men 74 befestigten Zapfen 18 verschwenkbar und am anderen Ende mit verschwenkbarer Mutter 6" versehen ist, in die die Stellschraube 6 eingreift, die mittels Handsteuerrad 7 gedreht wird (hier kann nämlich das verzahnte Segment 6' der Stütze 5, an gewandt bei vorherigen Alternativen der Wechsel getriebe, durch einfachere, billigere und leichtere Mutter 6" ersetzt werden, da hier die Kraftzufuhr, d. h.
die Kraft der Beine des Fahrers im Bedarfsfall sogleich durch Einstellen des Tretens unterbrochen werden kann und es daher nicht erforderlich ist, die Stütze 5 sogleich in die Leerlaufstellung umzustellen). Je mehr der Zapfen 4 in der Richtung zum Vorder rad umgestellt wird, desto niedrigeres übersetzungs- verhältnis (geringere Fahrgeschwindigkeit und grös- sere Zugkraft) ergibt sich.
Die Mutter 6" mit der Schraube 6 könnten auch in der Nähe des Steuer rades 7 angeordnet und mit der Stütze 5 vermittels Seiles verbunden werden.
Die oben angeführte Möglichkeit leichter und rascher Unterbrechung der Kraftzufuhr hat hier noch den Vorteil, dass anstatt der Steuerung mittels Hand rades 7, der Schraube 6 und der Mutter 6" die schnellere Steuerungsart mittels Sperrad-Mechanis- mus laut Fig. 18 und 19 angewandt werden kann. In diesem Falle wird am oberen Ende der umstell baren Stütze 5 das Seil 66' angeschlossen, das um die Trommel 69 gewickelt ist, die mit axialer Sperr- rad-Verzahnung 68 vorgesehen und mittels Welle 70 mit dem Handhebel 71 fest verbunden ist.
Die Welle 70 ist drehbar im Halter 67 gelagert, der ebenfalls mit Sperrad-Verzahnung 68 versehen ist. Beide Sperrad-Verzahnungen werden zueinander kraft der Feder 73 durch Vermittlung der Unterlagscheibe 72 und Welle 70 gedrückt.
Will der Fahrer das über setzungsverhältnis ändern, so hört er einen Augen blick auf zu treten, so dass auf die Stütze 5 die Reaktion der übertragenen Kraft nicht einwirkt und sie daher leicht umgestellt werden kann, sei es zwecks Erhöhung der Geschwindigkeit (durch blosses Ver- schwenken des Hebels 71 in der Richtung des Ruf- wickelns des Seiles 66 auf die Trommel 69, wobei beide Sperrad-Verzahnungen 68 aneinander abwech selnd übergleiten und einspringen)
oder zwecks Er höhung der Zugkraft (durch axiales Abheben und dann Verschwenken des Hebels 71 in der Richtung des Abwickelns des Seiles 66 von der Trommel 69, wobei beide Sperrad-Verzahnungen 68 ausser Ein griff gelangen). Es wäre wohl auch möglich, anstatt der in einer Richtung arretierenden Sperräder in beiden Richtungen arretierende Klauen anzuwenden. In diesem Falle müsste dann der Hebel 71 vor Än derung des Übersetzungsverhältnisses sowohl ins Schnelle als auch ins Langsame axial abgehoben wer den.
Eine weitere Möglichkeit wäre noch, die umstell bare Stütze 5 mit einem nach oben zielenden Hebel ansatz zu versehen, der mit in einer oder in beiden Richtungen arretierenden Klinke versehen wäre, die in ein verzahntes, am Fahrradrahmen befestigtes Seg ment einfallen würde.
Dieses Ausführungsbeispiel des Wechselgetriebes kann mit Vorteil auch auf alle übrigen bekannten Gattungen von durch Menschenkraft angetriebenen Fahrzeugen appliziert werden wie bei Invaliden-Drei- rädern, bei fuss- und handangetriebenen Draisinen, bei fuss- und handangetriebenen Zwei-, Drei- und Vierrädern für Kinder und ähnliches. Eigenart all dieser mit diesem Wechselgetriebe versehenen Fahr zeugen ist die, dass sie vorwärts fahren beim Treten in beiden Richtungen.
Die beschriebenen Wechselgetriebe stellen ledig lich Ausführungsbeispiele vor, die den Zweck haben, das Prinzip der Erfindung zu erläutern. Die prakti schen Ausführungen können sowohl Kombinationen dieser Beispiele sein als auch von diesen Beispielen in einzelnen Bestandteilen, Organen und auch in der Gesamtanordnung abweichen.
Auch die Anwendung dieser Wechselgetriebe an Fahrzeugen ist nicht auf das übertragen der Motor- Kraft auf deren Laufräder oder Gleisketten be schränkt. Diese Wechselgetriebe können hier auch für andere Zwecke verwendet werden, z. B. zum An trieb von Seilwinden, Hebezeugen, Wasserpumpen, Kühllüftern, Ladegebläsen zum stossfreien übertra gen der Bewegungsenergie des Anlass-Schwungrades auf den anzulassenden Verbrennungsmotor und der gleichen.
Transmission with stepless, manually and / or automatically controlled speed change The invention relates to a transmission with stepless, manually and / or automatically controlled speed change, in particular for use as a speed change gear, steering gear or the like on motor vehicles, with drivers arranged on the drive shaft and one-way clutches (overrunning clutches) arranged on the output shaft, the drive halves of which are in positive connection with the output-side end of a transmission mechanism that interacts with each driver,
which is provided with a convertible support, which changes the size of the back and forth movement of the one-way clutch and thus the transmission ratio of the gearbox.
The previous transmissions of this type have the main disadvantage that their moving parts are relatively large and are subject to unfavorable stress, so that their large reciprocating masses then cause harmful vibrations and rapid wear. Furthermore, their switching devices, be they mechanical, hydraulic or similar, are complicated and costly. Some facilities also lack the option of completely disabling the moving parts from operation when idling or in conditions where lower gears are not necessary, i.e. H. where it would be possible to use the energy-saving, so-called direct walk.
The known devices are also disproportionately large and heavy and therefore unsuitable in particular for motor vehicles.
According to the invention, the stated disadvantages are to be eliminated or reduced in that the transmission mechanism has a flexible transmission belt, the output-side end of which is in a force-locking connection with the primary ring of the one-way clutch and whose end on the drive side is articulated to the convertible support,
which adjusts the transmission belt depending on the required transmission ratio in the manner of a tendon differently deep into the area of action of the driver and brings it outside of this area of action when idling.
The measures according to the invention are intended to ensure that the drive force is transmitted from the driving shaft to the driven shaft exclusively or predominantly by tension and that the corresponding traction means is used as regularly as possible and entirely or predominantly from semi-finished products. high specific tensile strength can be manufactured, e.g.
B. from thin steel strips, thin steel wires that are lined up next to each other or spun into one or more ropes, roller chains and the like, so that the mass of the reciprocating parts is small; Moreover, such a transfer belt is flexible and pliable, so that there is only one. requires small operating space. Furthermore, the transmission belt does not need to be permanently connected to the drive shaft, but it can easily be brought out of contact with the drive shaft so that it can be moved if necessary, e.g.
B. at idle or in direct gear, can rotate alone. Finally, the adjustable support of the transfer belt can be easily operated, e.g. B. by means of a simple adjusting worm that engages with its tooth segment and can be disengaged by simply tilting it out of engagement, after which the adjustable support of the transfer belt automatically jumps into the zero position, so that a special disengaging clutch is not required;
The process is analogous to this when the adjustable support is actuated by means of the ratchet lock. The expression transmission band is not only a conventional, smooth or recessed metal band, but also a wire band, rope, chain and the like to be understood.
Embodiments of transmissions according to the invention are shown in the drawing. 1 shows a side cross-section of the first exemplary embodiment when set to the highest gear ratio (highest number of revolutions of the driven shaft); Fig. 2 is the same when adjusted to the zero setting; Fig. 3 is a longitudinal sectional view of the second exemplary embodiment from; 4 shows a plan view of the same embodiment (without cover);
5 shows a side cross section of the same embodiment when it is set to the highest transmission ratio; Fig. 6 is the same when adjusted to the zero setting; 7 shows a longitudinal section of the ratchet one-way clutches of the transmission on a larger scale; 8 shows a diagram of the combined axial ratchet one-way clutches on a larger scale, in the engaged state; 9 the same in the disengaged state;
10 shows a side view of the transmission rocker for the transmission belt for the transmission according to FIGS. 3 to 6 on a larger scale and with a damping spring; 11 shows an elevation thereof; 12 shows an elevation view of a transfer tape, which simultaneously serves as a tape return device, in the coiled, relaxed state; Fig. 13 the same in the unfolded, ge tensioned state;
14 shows a side cross-section of the third exemplary embodiment in the form of a gear built into the crank housing of the drive motor when it is set to the highest gear ratio; Fig. 15 the same when setting to the zero position; 16 shows a plan section of a combined drive and steering gear;
17 shows an elevation view of the fourth exemplary embodiment of the transmission when used on a bicycle; FIG. 18 shows an elevation view of an exemplary embodiment of a ratchet control device, and FIG. 19 shows a plan view of the same.
1 and 2 show a transmission in which a crankshaft 1 is used as the drive shaft with two cranks 2 offset by 18011 as drivers, on whose pins contact rollers 2 'are rotatably placed in order to reduce friction.
The output shaft 12 is provided with two one-way freewheel clutches, best of all according to the embodiment described with reference to FIGS. 7 to 9, the primary ring 10 of which has teeth on its circumference, which are transferred into openings in a light, flexible manner. incidence band 3;
one end of this is connected to the pin 4 of the convertible support 5 and leads with its other end to the flexible coupling band 13, which is placed around the roller 15 and connected with its other end to the transmission band 3, the other one away Clutch and the second crank 2 belongs. The roller 15 is mounted in the holder 16, which is pushed away by the compensation spring 17, which serves to compensate for the irregularity of movement and to tension the entire traction system.
Each of the two transfer belts 3 with the coupling associated here is attached to one of the two cranks 2 (only one crank is shown in the drawing). The pin 4 can be common to both transfer belts 3, namely of twice the length. The convertible support 5, common for both transfer belts 3 and pivotable about the axis of the drive shaft (its pivot axis could also be outside the axis of the shaft 1), is provided with a circular steep segment 6 'with helical toothing, with which a self-locking standing screw 6 is in engagement, which is rotatably mounted in the bearing 8, which is pivotable about the pin 9, which is arranged outside the axis of the steep screw 6 so that
that this is constantly and automatically pressed into engagement with its teeth by the action of the circumferential force of the adjustable support 5. The position of the support 5 of the transmission belt 3 is changed here by turning the manual control wheel 7. By lifting it off, the helical screw 6 can be brought out of engagement with the teeth of the convertible support 5, so that they move as a result of the support and automatically pivoted by means of the spring 17 into the neutral position in which the transmission is switched off, so that no special clutch is required here.
The mode of operation of the gearbox is as follows: When the support 5 is set to the zero position (as illustrated in FIG. 2), the drive crank shaft 1 runs empty, since the crank pins 2 or the rollers 2 'rotate outside the transmission belts 3, so that the whole the rest of the mechanism remains at a standstill.
With a progressive change of the support 5 in the clockwise direction, the transmission belts 3 are progressively more and more bent with each rotation of the crank 2, until then in the course of a further changeover of the support 5 both over transmission belts 3 around the rollers 2 'a continuous arc form, the position, shape and length of which change in the course of each revolution of the drive shaft 1, whereby the output shaft 12 by means of the rings 10 of both one-way clutches are given repeated one-way pulses.
The closer the position of the support 5 approaches the position shown in FIG. 1, the greater the rotation, but the smaller the torque is given to the output shaft 12 with each pulse. The fastest and with the smallest torque, the output shaft 12 is rotated in the setting according to FIG. 1, slowest, but with greater torque when setting close to the zero position according to FIG. 2. Between the limit states, the change takes place over Settlement ratio practically steplessly with consideration of the large number of teeth of the ratchet wheels.
The empty return of both transfer belts 3 and both rings 10 is here by mutual Koppe ment of both transfer belts 3 by means of the spring-loaded coupling belt 13 worried.
3 to 13 illustrate an exemplary embodiment, in which the possibility of using the direct gear is given and the gear ratio can be changed automatically. The drive power from the engine is supplied to the gearbox through the crankshaft 34 with the flywheel 75. Instead of a übli chen friction clutch is here on the end pin 35 of the crankshaft 34 non-rotatable, but axially slidable ver a synchronization claw clutch 36 of the usual execution in gearboxes of motor vehicles attached.
This clutch can be pushed into the claws of the spur or chain toothed wheel 37 by means of a conventional shift lever and a shift rod with fork (the shift mechanism is not shown in the drawing for the sake of clarity), so that the force then by means of the further spur or Chain toothed wheel 38 is transferred to the countershaft drive shaft 1 and via the actual change gearbox to the output shaft 12 (and further).
The coupling can also be inserted into the claws of the adjacent end of the output shaft 12, whereby a direct transmission to the output shaft 12 (and further) comes about, with the actual Wech seltransmission including the entire Steuervorrich device and the gears 37 and 38 out of service is set and remains at a standstill. The actual change gear here consists of the drive shaft 1, which is provided with a pair of circular eccentrics 2 as a driver, which are offset by 180 and designed to reduce friction on the type of roller bearings.
The opposite of each Exzen ter 2 arranged transfer belt 3 made of steel is in contrast to the previous embodiment, for example, to a rigid transmission rocker 3 'which is hinged to the adjustable support 5 by means of pin 4. The other end of the straps 3 is riveted to the primary rings 10 of both ratchet one-way clutches on the shaft 12.
When the drive shaft 1 rotates, the eccentrics 2 set the transmission rockers 3 'in an oscillating motion, which means that the transmission belts 3 and the one-way clutches give the shaft 12 alternately repeated pulses in one direction. The empty backward strokes of the rings 10 and the belts 3 with the rigid transmission rocker 3 'get here two spiral-shaped ribbon springs 14, which are connected to the housing 44 with one end on the ring 10 and the other end on the gearbox.
The adjustable support 5 of the transfer belts 3 is designed here in the form of a bracket; it can be pivoted about two guide pins 18 mounted in the gear housing 44 and is provided with a circular adjusting segment 6 'with screw teeth or angled face teeth, into which the adjusting worm 6 engages. This is rotatably mounted in the bearing 8, which is freely mounted on the control shaft 24 by means of two bearing eyes and can pivot about it.
The adjusting screw 6 is continuously and automatically held in a grip by means of the spring 19, this spring being supported by the action of the circumferential force of the adjustable support 5 after the intervention is accomplished. The move out of engagement is carried out by means of pressure members (not shown in the drawing) that act on the rollers 21 fitted onto the release pin 20 of the adjusting screw 6. There are three roles for three pressure members are applied, so that the disengagement from the engagement can be done automatically from three points, z.
B. from the shift lever of the synchronization clutch 36 (automatically when setting to idle and direct gear), from the changeover lever of the pinion 39 (automatically when braking by means of the Mo sector) and from the brake pedal (automatically when the motor vehicle is braked more strongly). The adjusting screw 6 can also be operated by hand or from the foot of the handlebar by means of a special pull rod.
After disengagement of the adjusting screw 6, the support 5 pivots again automatically and quickly due to the pressure of the Exzen ter 2 on the transmission rocker 3 'and through the return spring 14 in the idle position according to FIG. 6,
the stop piece 33 with the spring 32 serves to dampen the stop. The device for automatic control and manual Steue tion of the gear ratio is designed here as follows On the shaft of the adjusting screw 6, the wheel 22 with helical teeth is firmly attached, which is in constant engagement with the worm thread 23 formed on the shaft 24 which runs parallel to shafts 1 and 12. On this control shaft 24, the wheel 25 with teeth for a roller chain, which at the same time spans the wheel 27, and the spur gear 26, which is in engagement with the wheel 28, firmly attached.
The tubular hub of the wheel 27 is freely rotatably mounted on the drive shaft 1 and leads into the interior of the preferably pseudo-astatic centrifugal force regulator 29, which is fixedly mounted on the shaft 1, where it connects with the driven lamella of the friction clutch, which is also located inside is firmly connected. The tubular hub of the wheel 28 is placed freely rotatably on the hub of the wheel 27 and also leads into the interior of the controller 29, where it is firmly connected to the second driven lamella.
The construction and setting of the controller 29 is designed in such a way that at a certain number of revolutions of the drive shaft 1, which corresponds to the most advantageous number of revolutions of the vehicle engine, none of the slats driven on is carried along and both wheels 27, 28 are stationary.
However, if the ratio of the force of the motor to its resistance changes and as a result the number of revolutions of the motor and thus also the drive shaft 1 with the controller 29 falls or rises below or above a certain selected limit, the driving plate of the friction clutch is pressed depending on the mutual size ratio of the force of the springs and the centrifugal force of the weights of the controller to one or the other driven lamella, whereby one or the other is taken with the wheels 27, 28.
Thus, both wheels 25, 26, the shaft 24 with the thread 23 and the wheel 22 with the adjusting worm 6 also catch each other in one direction or the other (depending on whether the sprocket 27 is taken by the controller 29, which the wheel 25 the rotational movement in the same direction he shares, or whether the spur gear 28 is taken, which granted the wheel 26 rotational movement in the opposite direction) to rotate and the adjustable support 5 changes its position, which also changes the transmission ratio in the intended sense.
The transmission ratio changes only up to the moment when the motor and the drive shaft 1 with the controller 29 again reach their normal, optimal number of revolutions at which the wheels 27, 28 come to a standstill again. If necessary, the activity of the controller 29 can be influenced or controlled by hand or foot of the Len kers by means of a special shift fork (not shown in the figures) and an axially displaceable sleeve 30 and thereby any change in the gear ratio without consideration on the rotational speed of the drive shaft 1 can be achieved.
But it would also be possible to remove the flyweights and their counter spring from the controller 29 and to leave only the friction clutch actuated by means of the sleeve 30 and thus only use the manual control of the transmission ratio. This would still have the advantage that the force required to move the support 5 does not have to be exerted by hand, since it is supplied by the drive shaft 1 or by the motor itself, so that it is then a manual control with mechanical servo Device acts.
A useful addition to the adjustable support 5 in every regulation are the safety projections 31 at both ends of the toothed adjusting segment 6 ', which behind both limit positions of the support 5 automatically temporarily out of engagement with the toothed segment 6' back and prevent slipping and rapid wear of the friction plates of the control device. The driver of the vehicle can be informed of each such disengagement of the adjusting screw 6 by means of optical and acoustic signaling, actuated with the aid of known means, so that he can take the necessary precautions.
The securing projections 31 can either be fixed or made adjustable in known ways. The self-acting regulation described saves fuel and also saves the driver's psychological and physical energy. Another factor contributing to the last point is the fact that, due to the possibility of complete interruption of the power transmission and stepless change in the transmission ratio from zero upwards, the usual friction clutch is not necessary, so that the frequent depressing and releasing of the clutch pedal in Omission is coming.
The perfected, essentially already known, axial three-part ratchet clutch according to FIGS. 7, 8 and 9 has two major advantages over the usual two-part ratchet clutch it increases the durability and at the same time lowers the production costs of the ratchet wheels in that it enables the use of stronger tooth profiles of the ratchet wheel that are cheaper to manufacture.
The principle of the coupling lead initially cal cally Figs. 8 and 9 before. The primary, i.e. H. the driving part of the clutch consists of the ring 10, to which the end of the transmission belt 3 is riveted, and of the ratchet 10 ', which the pulse in the secondary, d. H. the driven ratchet wheel 11, in whose ratchet teeth it alternately engages (at the beginning of the pulse) and disengages (at the beginning of the empty reverse gear). The primary ring and the ratchet wheel 10 'continuously engage with one another, specifically by means of their wide projections, which allow a certain, small, mutual pivoting or pivoting.
Unscrewing, which is necessary to move the teeth of the driving ratchet 10 'into the teeth of the driven ratchet 11, allow. At the beginning of the empty back wärtshubes the driving ratchet itself is actively moving out of the teeth of the ratchet 11, moves deeper into the primary ring 10 (see Fig. 9) and remains in this position during the entire idle stroke, in contrast to previous Ratchet wheels that snap into each other when the spring pressure is applied each time the gear changes, which means that the clutch not only generates noise, but also quickly wears out and damages.
After completion of the empty backward stroke, the driving ratchet wheel 10 ', due to the inertia of its mass (which can be selected larger or smaller as required, or replaced by a small friction brake that permanently acts on the driving ratchet wheel 10'), strives in the previous one To remain in the direction of movement.
It slides on the oblique projections (the inclination of which you can choose larger or smaller depending on your needs) in the direction of engagement with the teeth of the driven ratchet 11, where it is then completely pressed by the force of the pulse transmitted via the oblique projections is (see Fig. 8) and it is forced to remain in this position until the end of the impulsive wärtshubes before, without the possibility of slippage and damage to the ratchet teeth.
This securing of the engagement by the force enables a further improvement of the ratchet clutch in the sense that the effective flanks of the teeth are not inclined forward, in the direction of the pulse stroke or at least perpendicular to this direction in order to prevent slippage and must have a sharp or only slightly rounded profile, but be inclined backwards, in the direction of the backward stroke (angle a) and an obtuse fes,
can have a sufficiently rounded profile. As a result, the teeth are not only stronger and more resilient to breaking, but they are also cheaper to manufacture, since they can be hot or cold-pressed, rolled out and the like by means of costly milling or planing. Since the tooth combs can either be radial, d. H. aim directly into the axis of shaft 12, or at an angle, i.e. H. inclined from the radius, rectilinear or arcuate and similar.
A practical implementation of a composite pair of such perfected couplings is illustrated in FIG. On a grooved drive shaft 12, a common driven, secondary ratchet wheel 11 is firmly attached, which is axially supported on both sides of screwed nuts 20. The nuts 20 are secured against automatic loosening and are also provided with a thread on the outside.
On the hub of the driven ratchet wheel 11, the primary rings 10 are placed on both sides, on the rings of which the ends of the transfer belt 3 are riveted, and on their hubs, which have flat, multi-thread movement thread (which the crooked projections according to FIG. 8 and 9 replaced) suitable pitch are provided, the driving ratchet wheels 10 'are screwed on so that their ratchet teeth are located opposite the teeth of the driven ratchet wheel 11. The primary rings 10 are supported when the pulses are transmitted to the nuts 20 ″, which are screwed onto the nuts 20 'and are also secured against loosening by themselves.
At the Rin gene 10, the spiral band springs 14 are fastened, which secure the backward stroke of these rings.
The rigid transmission rockers 3 'used in the change gear according to FIGS. 3 to 6 are illustrated in FIGS. 10 and 11. The transmission rocker 3' is designed here in the form of a tie rod with an eye for the pivotable connection to the convertible support 5 , while the connection with the transfer belt 3, although this could also be swiveled by means of an eye and a bolt, is made fixed here by means of the screw 46,
namely by wedging between the face of the transmission rocker 3 'and the curved attachment 49, so that during the working swings of the transmission rocker 3', the transfer belt 3 bends over the attachment 49, which is curved with a sufficiently large radius, and the rounded end of the transmission rocker 3 '. The advantage of this type of connection with the belt compared to the pivotable connection by means of eyes and bolts is the need for a transmission link that is less wide and that such a connection does not require any lubrication.
The transmission rocker is equipped with a spring 47, which is used to dampen harmful shocks of the eccentric 2 on the rigid transmission rocker 3 ', which temporarily when moving the support 5 from the idle position over the lowest speeds at which the transmission rocker 3' is not yet remains in permanent contact with the eccentric 2, can occur.
The spring 47 is made from a piece of round or square wire and has the basic shape of a hairpin, each arm of which is bent into one or more turns and bent in the same direction as a hook near the cross connection.
The spring 47 is then placed astride the rigid transmission rocker 3 'so that its connection is supported on the enclosure 49, its contact arms on the outside, askew and along the flanks of the contact path of the rigid transmission rocker 3' are situated, their windings on the to the stiffening rib of the rigid transmission rocker 3 'welded pin 48 are supported and both ends of the over tragungsschwinge 3' by means of the screw 46 are firmly clamped. The tension of the spring 47 acts in the direction against the indicated arrow, i. H.
against the direction of the thrusts of the eccentric 2. In this way, the thrust from the side of the eccentric 2, which is about twice the strength of the wire of the spring 47 wider than the transmission rocker 3 'and the first before it comes into contact with the actual rigid transmission rocker 3 'comes, the spring 47 must press in, damped. The tension and the maximum stroke of the spring 47 can be different as required. In the embodiment according to FIGS. 10 and 11, the stroke of the spring 47 is limited by means of a special projection on the head of the screw 46.
This on the one hand prevents the eccentric 2 from bumping into the transfer belt 3 and prevents it from being damaged; 12 and 13 illustrate an alternative embodiment of the transfer belt 3 ″, which replaces the return spring 14 at the same time.
This is achieved in that the transfer tape 3 ″ is made of a highly resilient material, such as steel, and in the relaxed state remains rolled up in a coil that corresponds approximately to the circumference of the primary ring in terms of shape and dimensions.
The spring force of a transmission belt 3 "made in this way then acts against its rectification in the assembled state, ie it tries to wind it up as tightly as possible on the ring 10 and therefore swivels it back and at the same time pulls the transmission rocker 3 'and the convertible support behind it 5 in the direction of the idle position. If the resistance to these return movements is greater,
so the dimensions of the winding of the transmission belt 3 '' '' in the relaxed state can be carried out smaller than the circumference of the ring 10, whereby a certain bias is achieved.
12 and 13 represent at the same time an alter native version of the primary ring 10, which here has the shape of a cam. The aim is that the curve of the angular speeds of the primary ring 10 in the course of a stroke of the transmission belt 3 illustrative sinusoidal curve in the most frequently used area is flatter and thus the turning of the output shaft 12 is more even. An analogous effect could also be achieved by executing the primä Ren ring 10 in the form of an eccentric and the like.
The other organs used in the change gear according to FIGS. 3 to 6 are then fol lowing. On the output shaft 12, the wheel 40 is keyed with two types of toothing, namely with spur and bevel teeth. Both are normal except for intervention.
The spur gearing only works when driving down long slopes, where it is advantageous to use the braking effect of the engine, and at the same time offers a low auxiliary gear level in the event of a malfunction on the actual change gear, ie. H. on the eccentrics 2, the transmission belts 3, transmission rockers 3 'and ratchet clutches. In this case, the pinion 39 is brought into engagement with the wheel 40, which is non-rotatable, but axially displaceable on the drive shaft 1 is set.
The bevel gearing then only works in reverse gear of the motor vehicle, where the claw hub of the bevel gear 41, which is non-rotatably but axially displaceable, is placed on the secondary output shaft 12 'by means of the mutually coupled shift forks (not shown in the figures), which is freely rotatably mounted with one end in the end of the shaft 12 and with the other end in the bearing of the gear housing 44, out of engagement with the claws of the wheel 40 and at the same time the bevel gear 42 freely rotatable on the pin 43 in engagement with it the bevel teeth of the wheel 40 as well as with the bevel teeth of the wheel 41 who brought the.
With normal forward travel, i. H. during the major part of the operating time the bevel gears are disengaged, the claws of the hub of the wheel 41 are inserted into the claws of the wheel 40 and both shafts 12 and 12 'rotate as a whole.
The change gear according to FIGS. 3 to 6 can be used in two ways. Either the vehicle driver can conveniently only use the path of indirect power transmission via the counter gears 37, 38, drive shaft 1, eccentric 2, transmission rockers 3 ', transmission belts 3, ratchet couplings and shafts 12, 12', as these (except for the very rarely used reverse gear shifting and the engine brake) is fully automatic, or the driver is also interested in more economical and quieter operation of the vehicle and switches the clutch 36 at the appropriate time, i.e. H.
when the adjustable support 5 is in the position of the highest over transmission ratio according to FIG. 5 and the shaft 12 has approximately the same number of revolutions as the engine, to direct power transmission from the crankshaft 34 only via the coupling 36 directly to the shafts 12, 12 ' around. With this second mode of driving, significant fuel savings can be achieved since most motor vehicles cover most of their driving distance in direct gear. The switching of the clutch 36 from the indirect to the direct power flow and vice versa can also be done by known means (e.g.
B. how by means of centrifugal governor similar to the described enclosed controller 29 and acting on the shift fork of the clutch 36) are automated. The interchangeable transmission for the indirect power transmission can also be constructed so that the shaft 12 has a higher number of revolutions than the motor at the highest position of the adjustable support 5 according to FIG. 5, so that in this case the highest in direct gear also as a so-called overdrive with a higher gear ratio than the direct gear 1: 1 can be used.
In any case, the ratchet wheel clutches then serve at the same time as so-called freewheel gears with indirect power transmission via the drive shaft 1. This change gear could also be constructed in such a way that the drive shaft 1 with the eccentrics 2 is located in the axis of the crankshaft 34 and is driven directly by this, while the ratchet clutch with the shaft 12 would form the back gear from which the power to which the end output shaft 12 'coaxial with the crankshaft 34 and the drive shaft 1 would be transmitted, so that here, too, direct power transmission, the reverse gear,
brake the engine and automatic control would be possible.
14 and 15 illustrate an exemplary embodiment of the change gearbox, in which, for reasons of saving space, weight and manufacturing costs, the change gearbox is combined with the crank mechanism of its drive motor so that the existing crankshaft is used as the drive shaft of the change gearbox (instead of the drive shaft 1 with cranks or eccentrics 2 as drivers) and the existing motor housing 53, 54 instead of a special change gear housing 44 with cover 45 is used.
The entire crank mechanism of the engine remains unchanged, only the cover 55 of the connecting rod of the engine is provided with a contact roller 2 ', by means of which the transmission rocker 3' is set in oscillating motion by the U-profile, which is caused by the connected roller chain Transmission belt 3, which is ruled out with its other end to the primary ring 10 (which is provided for the purpose of more favorable stress with corre sponding chain teeth) than pulling, repeated one-way pulses on the primary output shaft 12 is transmitted. From here the force can be applied to the actual driven member either directly from the wheel 51 (e.g.
B. on the motorcycle by means of a secondary chain on the rear wheel) or, as shown in FIGS. 14 and 15, via the gears 51, 52 and via a synchronizing claw clutch 36 to the secondary output shaft 12 'and which is coaxial with the crankshaft 1 from here to be transferred to the actually driven organ; this is done so that it becomes possible again to use the energy-saving and quiet direct power transmission from the engine crankshaft to the organ actually driven.
The synchronizing claw clutch 36 is placed on the end of the secondary output shaft 12 'in a rotationally fixed but axially displaceable manner, so that it can be engaged either in the claws of the wheel 52 or in the claws of the driving crankshaft 1. The transmission rocker 3 'is connected at its other end by means of the pin 4 to the convertible support 5 with the toothed adjusting segment 6', in which the lifting adjusting screw 6 with the gear 22, the release pin 20 and the rollers 21 for disengaging the adjusting screw 6 engages out of engagement.
The wheel 22 is in constant A handle with the worm thread 23 on the control shaft 24, which is coupled directly to the shaft of the control electric motor 50, the electric current z. B. from the dynamo or from the battery of the vehicle. The transmission ratio is controlled either by hand or foot by means of a suitable switch with which, in addition to switching off the current, the rotation of the motor in one direction or the other and thus an increase or decrease in the transmission ratio can be achieved, or automatically in such a way that this Switching a centrifugal governor accomplished.
If the number of revolutions of the motor falls below a certain limit as a result of increased resistance, the controller automatically switches on the electric current so that the electric motor 50 rotates in the direction that lowers the transmission ratio and vice versa. Another possibility is the arrangement of the controller and also the hand or foot switch in such a way that the automatic control can still be influenced according to the driver's Wil len.
In Fig. 14, the change gear is shown when set to the highest gear ratio. By inclining the adjustable support 5 in the direction of the idle position according to FIG. 15, the transmission ratio is gradually reduced until the transmission rocker 3 'and with it also the transfer belt 3, in the outermost position in the idle position,
the clutch and the primary driven shaft 12 are switched off without the activity at all (with idling or with direct gear). For engines with several cylinders in series, the transmission rockers 3 ', the transmission belts 3 and the couplings can be arranged at each connecting rod of the engine, whereby the rotation of the driven shaft 12 is more even.
The illustrated arrangement of the primary driven shaft 12 in the part of the engine housing that is close to the engine cylinders also contributes to the smoother gear, so that the force from the engine piston on the transmission rocker 3 'is transmitted directly from the connecting rod (not delayed by the intermediary of the crankshaft and of the flywheel) and most of this force is transmitted at the beginning of the stroke.
The arrangement of the transmission rocker 3 'used in the variant according to FIGS. 14 and 15 (the crankshaft acts by means of contact roller 2' on the end section of the transmission rocker 3 ', while the transmission belt 3 is connected to its middle section), which is particularly advantageous because
that the transmission rocker 3 'remains in constant contact with the roller 2' and thus also with the crankshaft 1 except for the actual idling position and in this way excludes a temporary impact at the lowest gear ratios. This variant can of course also be used for independent, separate from the actual drive motor change gear, z. B. for the change gear according to FIGS. 3 to 13.
In and of itself, the crankshaft with the contact roller 2 'on the connecting rod can also be applied to the independent change-speed gearbox, the connecting rod in this case only working as a guide piece and therefore very easily and its end arch-shaped by means of a swinging tie rod could be. The use of a crankshaft or cranked shaft as a drive shaft offers the advantage of a larger stroke than an eccentric shaft of the same weight and installation space and therefore shorter and thus lighter transmission rockers can be used.
FIG. 16 illustrates an example of application of these change gears in the drive machine group of caterpillar motor vehicles. In the common housing 44 three change gears are arranged here, the actual gear mechanism of the type of FIGS. 14 and 15 is carried out.
One of them, namely that of the crankshaft 1 driven serves as a speed change gear for continuously variable and automatic change of torque and speed depending on the changing driving resistance, d. H. it ensures the function of the usual change gears in motor vehicles, while the other two change gears are used to steer the direction of travel of the vehicle.
The engine drives the crankshaft 1, from here the movement is transmitted to the output shaft 12, on the end of which the bevel gear 65 is keyed, which is in constant engagement with the wheels 56 and 58, which are freely rotatable on the central shaft 59 and with Claws are provided, into which the claw coupling 60 can be inserted, which is non-rotatably connected to the central shaft 59, but is axially displaceable on this. Depending on the insertion of the coupling 60 on the right or left, the vehicle drives either forwards or backwards.
In the same axis as the central shaft 59, by means of claw clutches 61, drive crank half-axes 1 ″ that can be switched off and on are arranged which are firmly connected to sprocket wheels 64 which are used to drive the locomotion tracks of the vehicle.
In addition, 1 ″ brake disks 63 are attached to each of the two crank half-axles, which are used on the one hand to brake the vehicle (by braking both disks simultaneously) and on the other hand to pivot the vehicle in place (by braking one disk). Two crank pins with Touch rollers 2 'on each of these semi-axes 1 "then form action elements of those two change gears that serve here as lossless, regenerative steering devices for cornering.
Their output shafts are mutually connected to form a single regeneration shaft 12 ″ on which the regeneration spur gear 62 is keyed, which continuously engages the regeneration pinion 57, which is firmly connected to the bevel gear 56.
When driving straight forward and backward, both clutches 61 are engaged and both steering change gears are set to any gear ratio between half-axles 1 "and shaft 12", but not to a higher speed of shaft 12 "than the ratio of Wheels 57 and 62 is given, possibly set to the neutral position, where the transmission mechanisms are switched off at all, ie the transmission belts 3, the rockers 3 'and part of the clutch are at a standstill.
B. in the right curve, the right clutch 61 is disengaged and a gear ratio is set in the right-hand steering gear change so that the shaft 12 ″ and thus also the wheel 62, the pinion 57, the wheel 56, the shaft 59 , the coupling 61, the semi-axis 1 ″, the left chain wheel 64 and the left crawler belt rotate faster than would correspond to the straight journey under otherwise identical conditions, and the faster the smaller the curve radius should be and vice versa. The whole thing works analogously when driving into the left bend.
In this way, a large number of small steps in the speed differences (depending on the number of teeth of the ratchet wheels 10 ', 11) between the two locomotion crawlers and thus a large number of different curves venradien and a practically continuous Umänder tion of these radii and therefore a flowing, not jerky movement of the vehicle in the curve he is enough.
An important advantage here is the regenerative character of this whole arrangement of the drive of the locomotion tracks, i.e. H. the motor force which, after disengaging a clutch 61, is applied to the locomotion crawler on the inside of the curve via the second crawler on the outside of the curve and the body or frame of the vehicle as a thrust (the resistance of the locomotion crawlers to the pivoting effect on the The seat on the roadway strives to keep the vehicle as straight as possible) is not destroyed by braking - as with some vehicles - but regenerated, i.e. H.
it is returned via the shaft 12 "and the wheels 62, 57 to the central shaft 59, which they ge together with the force coming from the motor via the engaged clutch 61, semi-axis 1" and wheel 64 on the crawler on the outside of the curve, which In this way, all the power of the engine is available for traction when cornering.
In the case of the drive machine group of the caterpillar motor vehicles described, it is possible to replace the speed change gear shown in FIG. 16 (with the drive shaft 1) by another known change gear, possibly with a reverse gear built directly into it.
In this case it is advantageous to transfer the regenerated mechanical energy from the shaft 12 ″ to the center shaft indirectly via this other speed change gear and the wheels 65, 56, otherwise a separate casting for the wheels 62 and 57 The dog clutches 61 could be replaced by friction or other clutches, possibly by disengageable planetary gears.
17 to 19 illustrate a further exemplary embodiment of the change-speed transmission when used on the bicycle. Each of two otherwise normal cranks 66 is provided with an eccentric 2, which is made in one piece with the arm of the crank 66 or attached to the arm of the crank 66 because of the simpler construction and relief of the crankshaft 1 from the torsional stress and designed to reduce friction in the manner of a roller bearing (analogously, the arm of the pedal crank 66 could be configured on the outside with a pin and the pedal crank could be configured in the manner of a cranked shaft).
Opposite each of these eccentrics 2, the rocker 3 'is attached, which is connected at one end to the transfer belt 3, which consists partly of a rigid pull rod and partly of a roller chain wound around the usual sprocket 10', and with the other End is connected to the pin 4 of the convertible support 5.
Both sprockets 10 ', attached to both sides of the bicycle rear wheel, are arranged on the hub of this wheel by means of known overrunning clutches so that they form the primary ring of the one-way clutch, so that the rear wheel only when the swing arm 3' and the Belt 3 is driven in the direction of the bicycle front wheel, and this alternately on the right and left side.
The ends of the right and left chains are mutually connected by means of weak coupling rope 13, which is wound around the roller 15 which is attached to the frame 74 of the bicycle by means of the holder 16 and the compensation spring 17 (this coupling mechanism could probably be replaced by an arrangement of return springs 13 will).
The adjustable support 5 is designed here in the form of a two-armed lever which can be pivoted about the pin 18 attached to the frame 74 and is provided at the other end with a pivotable nut 6 ″, in which the adjusting screw 6 engages, which is turned by means of the manual control wheel 7 ( Here namely the toothed segment 6 'of the support 5, applied to previous alternatives of the change gear, replaced by simpler, cheaper and lighter nut 6 ", because here the power supply, ie
the power of the driver's legs can be immediately interrupted if necessary by adjusting the pedaling and it is therefore not necessary to immediately switch the support 5 to the idle position). The more the pin 4 is shifted in the direction of the front wheel, the lower the transmission ratio (lower driving speed and greater tractive force) results.
The nut 6 "with the screw 6 could also be arranged in the vicinity of the control wheel 7 and connected to the support 5 by means of a rope.
The above-mentioned possibility of easier and quicker interruption of the power supply has the advantage that instead of the control by means of handwheels 7, screw 6 and nut 6 ″, the faster control type by means of ratchet mechanism according to FIGS. 18 and 19 are used In this case, the cable 66 ′ is connected to the upper end of the convertible support 5 and is wound around the drum 69 which is provided with axial ratchet teeth 68 and is firmly connected to the hand lever 71 by means of a shaft 70.
The shaft 70 is rotatably mounted in the holder 67, which is also provided with ratchet teeth 68. Both ratchet teeth are pressed towards one another by virtue of the spring 73 through the intermediary of the washer 72 and shaft 70.
If the driver wants to change the transmission ratio, he stops stepping for a moment, so that the reaction of the transmitted force does not act on the support 5 and it can therefore be easily changed, be it to increase the speed (by simply shifting pivoting the lever 71 in the direction in which the rope 66 is wound onto the drum 69, whereby the two ratchet teeth 68 alternately slide over and jump in)
or for the purpose of increasing the tensile force (by axially lifting off and then pivoting the lever 71 in the direction of unwinding the rope 66 from the drum 69, with both ratchet teeth 68 reaching out of a handle). It would probably also be possible to use claws that lock in both directions instead of the ratchet wheels that lock in one direction. In this case, the lever 71 would then have to be lifted off axially before changing the transmission ratio, both fast and slow.
Another possibility would be to provide the convertible support 5 with an upwardly aimed lever approach, which would be provided with locking in one or both directions pawl that would fall into a toothed segment attached to the bicycle frame.
This embodiment of the change gear can be applied with advantage to all other known types of human-powered vehicles, such as disabled tricycles, foot- and hand-powered draisines, foot- and hand-powered two-, three- and four-wheelers for children and similar. A peculiarity of all these vehicles equipped with this gearbox is that they drive forward when pedaling in both directions.
The change gears described represent single Lich exemplary embodiments, which have the purpose of explaining the principle of the invention. The practical explanations can be combinations of these examples as well as deviate from these examples in individual components, organs and also in the overall arrangement.
The use of these change gears on vehicles is not limited to the transmission of engine power to their wheels or tracks. These change gears can also be used for other purposes, e.g. B. to drive winches, hoists, water pumps, cooling fans, superchargers for smooth transfer conditions of the kinetic energy of the starting flywheel on the internal combustion engine to be started and the like.