Drehzahlwechselgetriebe mit hohem Übersetzungsverhältnis Die Erfindung betrifft ein Drehzahlwechsel getriebe mit hohem Übersetzungsverhältnis, das ein einziges Umlaufsystem enthält, welches einen orts festen Ring und einen auf diesem abrollenden Ring sowie eine die Ausgangsleistung vom Umlaufsystem unmittelbar auf die Ausgangswelle übertragende ver stellbare Wellenkupplung aufweist.
In der technischen Praxis ist die Frage der Schaffung von mit grossen Übersetzungsverhältnissen arbeitenden Drehzahlwechselgetrieben noch nicht aus reichend gelöst worden. Die verbreiteten Anordnun gen bestehen im allgemeinen aus der Kombination mehrerer teils gleicher, teils verschiedener Konstruk tionselemente.
So erfordert z. B. ein Stimradgetriebe mit einem Übersetzungsverhältnis von i = 1:1000 die Reihen schaltung von mindestens drei Zahnräderpaaren. Bei einem Schneckengetriebe sind mehrere Schnecken triebe nötig. Bei Anordnungen mit Umlaufgetriebe treten verschiedene Konstruktions- oder Zahnungs- probleme auf, von der Kostspieligkeit der aufgezähl ten Anordnungen gar nicht zu sprechen. Überdies arbeiten die aufgezählten Ausführungen nur mit ge gebenen konstanten Übersetzungsverhältnissen.
Die Entwicklung der Technik zielt auf Drehzahl wechselgetriebe mit hohem Übersetzungsverhältnis hin. Ergebnisse dieser Entwicklung sind z. B. der hydraulische Drehmomentwandler, das ölhydraulische Getriebe und verschiedene mechanische Drehmoment- wandler. Eine weite Verbreitung dieser Drehmoment- wandler wurde aber in erster Linie durch die kost spielige Ausführung und überdies auch dadurch ge hemmt, dass die umsetzbaren Leistungen beschränkt waren.
Die Erfindung soll die erwähnten Nachteile da durch vermeiden, dass der ortsfeste Ring und der auf ihm abrollende Ring mit konischen Flächen anein- anderliegen, dass mit der Antriebswelle drehfest, aber exzentrisch verschiebbar ein Umlaufring verbunden ist und dass der auf dem ortsfesten Ring abrollende Ring auf dem mit der Antriebswelle gekuppelten Um laufring drehbar und zentrisch zu diesem gelagert ist.
Im folgenden wird die Erfindung anhand der Zeichnung durch zwei Ausführungsbeispiele erläu tert.
Fig. 1 zeigt im Schrägbild und im teilweisen Schnitt ein Getriebe in seiner axialsymmetrischen Stel lung, und Fig.2 zeigt in entsprechender Darstellung das selbe Getriebe in einer anderen Schaltstellung.
Fig. 3 zeigt einen Längsschnitt durch ein ähnliches Getriebe und einen Querschnitt durch einen Teil desselben in der axialsymmetrischen Schaltstellung, und Fig. 4 zeigt dasselbe Getriebe in entsprechender Darstellung wie Fig.3, jedoch in seiner anderen Extremstellung.
Gemäss den Fig. 1 bis 4 sind in dem Gehäuse 1 des Drehzahlwechselgetriebes die Antriebswelle 2 und die Ausgangswelle 3 an gegenüberliegenden Stirnseiten gleichachsig gelagert. Die Antriebswelle 2 wird durch eine nicht dargestellte Kraftmaschine in Umdrehung versetzt, z. B. durch einen Elektromotor oder eine Wärmekraftmaschine. Mit der Antriebs welle 2 ist ein Umlaufring 4 drehfest, aber exzen trisch verschiebbar verbunden.
Zum Zwecke der Ver schiebung des Umlaufringes weist die Antriebswelle 2 im Bereich des Umlaufringes 4 ein Mittelstück mit rechteckigem Querschnitt auf, das eine ebenfalls rechteckige, jedoch grössere Ausnehmung des Um laufringes 4 durchsetzt, wie dies insbesondere im rechten Teil der Fig. 3 und 4 zu erkennen ist. Durch diese Ausgestaltung wird es möglich, dass sich der Umlaufring 4 auf einer gegenüber der Antriebswelle 2 exzentrischen Umlaufbahn bewegen kann. Das recht eckigen Querschnitt aufweisende Mittelstück der Antriebswelle 2 liegt hierbei nur an zwei seiner Flä chen an den entsprechenden Flächen der Ausneh- mung des Umlaufringes 4 an.
An der Antriebswelle ist eine Feder 10 befestigt, deren freies Ende an der einen inneren Fläche der rechteckigen Ausnehmung des Umlaufringes 4 anliegt und auf diesen einen Druck radial nach aussen ausübt.
Auf dem Umfang des Umlaufringes 4 ist ein Ring 5 drehbar gelagert, dessen beide abgeschrägten Stirnflächen an einer Stirnfläche eines ortsfesten Rin ges 11 bzw. eines axial verschiebbaren Zylinders 6 abrollen können. Zwischen den Ringen 4 und 5 kann also in dieser Stellung ein beliebiger Unterschied der Drehzahlen bestehen. Die beiden Stirnflächen des abrollenden Ringes 5 sind so abgeschrägt, dass sie an den entsprechend abgeschrägten Stirnflächen des ortsfesten Ringes 11 und des verschiebbaren Zylin ders 6 genau anliegen.
Der Zylinder 6 ist mit einem Aussengewinde versehen, das in ein entsprechendes Innengewinde des Gehäuses eingreift, so dass der Zylinder mit Hilfe des an seiner Aussenseite befestig ten, durch einen Schlitz des Gehäuses hindurch gehenden Stellhebels 9 in axialer Richtung verstellt werden kann.
In das freie Ende des abrollenden Ringes 5 greift ein als hohler Kegelstumpf geformtes Kupplungsglied 7 ein, dessen anderes Ende an dem Wellenstumpf der Ausgangswelle 3 angreift. Gemäss den Fig. 3 und 4 ist an der Aussenseite des Kupplungsgliedes 7 an dessen beiden Enden je ein Anpassungsring 12 bzw. 13 befestigt, der die beim Verstellen des Gliedes erfolgende Kippbewegung des Kupplungsgliedes zu lässt und @ so geformt ist, dass sein Umfang in allen Schaltstellungen den zylindrischen Gegenflächen der Glieder 5 bzw. 3 anliegt.
Zum Ausgleich der einseitig wirkenden zentri fugalen Kräfte, die bei exzentrischer Stellung der radial verstellbaren Getriebeglieder 4, 5 und 7 beim Betrieb auftreten, sind Gegengewichte 8 vorgesehen. Gemäss den Fig. 3 und 4 sind diese in einer radialen Ebene schwenkbar an dem im Querschnitt recht eckigen Mittelstück der Antriebswelle 2 befestigt und stützen sich mit ihren bogenförmigen Aussenflächen an der Innenseite von Ausdrehungen des Umlauf ringes 4 ab, derart, dass bei einer Verschiebung des Umlaufringes 4 und damit auch des abrollenden Rin ges 5 und des Kupplungsgliedes 7 in einer bestimmten radialen Richtung nach aussen die Gegengewichte 8 gegenüber der Drehachse des Getriebes im entgegen gesetzten Sinne verlagert werden.
Durch die Wirkung der Gegengewichte ist das Getriebe dynamisch aus geglichen, so dass es schwingungsfrei arbeitet.
In der in den Fig. 1 und 3 wiedergegebenen Stel lung befinden sich die verstellbaren Getriebeglieder 4, 5 und 7 in ihrer axialsymmetrischen Lage, das heisst ihre Exzentrizität ist Null. In dieser Getriebe stellung wird der Umlaufring 4 zwar von der An- triebswelle 2 mitgenommen, jedoch verbleibt der ab rollende Ring 5 in seiner Ruhelage.
In diesem Falle ist das Übersetzungsverhältnis zwischen der Antriebswelle 2 und der Ausgangswelle 3 unendlich (Untersetzung).
In den Fig. 2 und 4 ist das Getriebe mit exzen trischer Stellung seiner Getriebeglieder 4, 5 und 7 dargestellt. Dabei ist der Umlaufring 4 infolge Ver grösserung der Lücke zwischen den einander zugewen deten schrägen Stirnflächen des ortsfesten Ringes 11 und des axial verschiebbaren Zylinders 6 unter der Einwirkung der Feder 10 nach oben gerückt. Diese Verstellung des Umlaufringes 4 kann anstatt durch eine Feder auch hydraulisch erfolgen. Dabei bewegt sich auch der abrollende Ring 5 in derselben Rich tung; in dieser Stellung liegen die abgeschrägten Stirnflächen dieses Ringes nur an einer Stelle, das ist in der Zeichnung oben, an den Gegenflächen der Glieder 11 und 6 an, so dass der Ring 5 bei Antrieb durch den Umlaufring 4 zu einer Planetenbewegung unter Abrollen an den genannten Gegenflächen ge zwungen wird.
Durch diese Bewegung wird das eine Taumelbewegung ausführende Glied 7 mitgenommen und überträgt das dem Übersetzungsverhältnis ent sprechende Drehmoment auf die Ausgangswelle 3.
Bei dem dargestellten Getriebe wird bei Erhöhung der Exzentrizität der verstellbaren Glieder 4, 5 und 7 das Drehzahlverhältnis herabgesetzt, bis der Wert 1:1 erreicht ist, worauf die bis dahin erfolgende Drehzahlherabsetzung (Untersetzung) in eine Er höhung der Drehzahl (Übersetzung) übergeht. Das Drehzahlverhältnis i ist dabei gegeben durch die Formel<I> i =</I> Db <I>:</I> (D1,-Da), wobei Db den Durchmesser des Rollkreises des Ringes 5 und Da den Durchmesser des Rollkreises des Ringes 11 bedeuten.
Die Neigungswinkel der abgesehrägten Flächen der Ringe 5 und 11 sind kleiner als der Reibungs winkel der verwendeten Werkstoffe, was zur Folge hat, dass das bei hoher Untersetzung erhöhte Dreh moment beim Schalten durch eine sehr geringe Be tätigungskraft in radialer Richtung überwunden werden kann. Die Neigungswinkel der genannten Ringe sind prinzipiell gleich gross, nicht jedoch die Durchmesser der genannten Rollkreise, abgesehen von dem Fall der Exzentrizität Null. Bei den dar gestellten Ausführungsformen wird der Durchmesser des Rollkreises des Ringes 5 bei Verminderung des Drehzahlverhältnisses kleiner, wogegen die Durch messer der Abrollkegel ihren konstanten Wert be halten.
Das bedeutet, dass die aufeinander ablaufen den Flächen eine reine Abrollbewegung ohne Gleiten ausführen.
Bei Getrieben niedriger Leistung wird die zum Einrücken des Kupplungsringes 5 in den Spalt zwi schen den Gliedern 6 und 11 notwendige Kraft durch eine Feder entsprechender Charakteristik, bei Ge trieben grösserer Leistung durch eine Servohydraulik oder durch elektromagnetische Mittel erzeugt. Es ist in jedem Falle wichtig, dass die das Einrücken be wirkenden Mittel so bemessen werden, dass die zur Übertragung der auftretenden Drehmomente erforder liche Kraft bei allen Drehzahlverhältnissen gesichert ist.