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.
Speed change gear with high gear ratio The invention relates to a speed change gear with high gear ratio, which contains a single circulating system, which has a stationary ring and a ring rolling on this as well as an output power from the circulating system directly to the output shaft transmitting ver adjustable shaft coupling.
In technical practice, the question of creating speed change transmissions that work with large gear ratios has not yet been sufficiently resolved. The widespread Anordnun conditions generally consist of a combination of several partly the same, partly different construction elements.
For example, B. a spur gear with a gear ratio of i = 1: 1000 the series connection of at least three pairs of gears. With a worm gear, several worm drives are necessary. In the case of arrangements with epicyclic gears, various construction or toothing problems occur, not to mention the cost of the arrangements listed. In addition, the versions listed only work with given constant gear ratios.
The development of technology is aimed at speed change transmissions with a high gear ratio. Results of this development are e.g. B. the hydraulic torque converter, the oil hydraulic transmission and various mechanical torque converters. However, the widespread use of these torque converters was primarily hampered by their costly design and also by the fact that the achievable performance was limited.
The invention is intended to avoid the disadvantages mentioned because the stationary ring and the ring rolling on it lie against one another with conical surfaces, a rotating ring is connected to the drive shaft in a rotationally fixed but eccentrically displaceable manner, and the ring rolling on the stationary ring opens which is coupled to the drive shaft to the rotating ring rotatable and mounted centrally to this.
In the following the invention is tert erläu with reference to the drawing by two exemplary embodiments.
Fig. 1 shows in an oblique view and in partial section a transmission in its axially symmetrical Stel ment, and Fig.2 shows a corresponding representation of the same transmission in a different switching position.
Fig. 3 shows a longitudinal section through a similar gear and a cross section through part of the same in the axially symmetrical switching position, and Fig. 4 shows the same gear in a representation corresponding to Fig. 3, but in its other extreme position.
According to FIGS. 1 to 4, the drive shaft 2 and the output shaft 3 are mounted coaxially on opposite end faces in the housing 1 of the speed change transmission. The drive shaft 2 is set in rotation by an engine, not shown, for. B. by an electric motor or a heat engine. With the drive shaft 2, an annular ring 4 is rotatably connected, but eccentrically displaceable.
For the purpose of shifting the rotating ring, the drive shaft 2 in the area of the rotating ring 4 has a center piece with a rectangular cross-section, which also has a rectangular, but larger recess of the rotating ring 4, as shown in particular in the right part of FIGS. 3 and 4 recognize is. This configuration makes it possible for the circumferential ring 4 to move on an orbital path that is eccentric with respect to the drive shaft 2. The center piece of the drive shaft 2, which has a rectangular cross-section, only rests on two of its surfaces on the corresponding surfaces of the recess in the circumferential ring 4.
A spring 10 is attached to the drive shaft, the free end of which rests against the one inner surface of the rectangular recess of the circumferential ring 4 and exerts a pressure radially outward on it.
On the circumference of the circumferential ring 4, a ring 5 is rotatably mounted, the two beveled end faces of which can roll on one end face of a fixed Rin total 11 or an axially displaceable cylinder 6. In this position, there can be any speed difference between rings 4 and 5. The two end faces of the rolling ring 5 are beveled so that they abut the correspondingly beveled end faces of the stationary ring 11 and the displaceable cylinder 6 exactly.
The cylinder 6 is provided with an external thread which engages in a corresponding internal thread of the housing so that the cylinder can be adjusted in the axial direction with the aid of the adjusting lever 9 which is fastened on its outside and passes through a slot in the housing.
A coupling member 7 shaped as a hollow truncated cone engages in the free end of the rolling ring 5, the other end of which engages the stub shaft of the output shaft 3. According to FIGS. 3 and 4, an adapter ring 12 or 13 is attached to the outside of the coupling member 7 at its two ends, which allows the coupling member to tilt when the member is adjusted and is shaped so that its circumference in all Switching positions the cylindrical mating surfaces of the links 5 and 3 respectively.
To compensate for the unilateral centri fugal forces that occur in the eccentric position of the radially adjustable gear members 4, 5 and 7 during operation, counterweights 8 are provided. According to FIGS. 3 and 4, these are pivotably attached in a radial plane to the center piece of the drive shaft 2, which is rectangular in cross section, and are supported with their arcuate outer surfaces on the inside of recesses of the circumferential ring 4, so that when the Circumferential ring 4 and thus also the rolling Rin total 5 and the coupling member 7 in a certain radial direction outward, the counterweights 8 relative to the axis of rotation of the transmission are shifted in the opposite direction.
Due to the effect of the counterweights, the gear is dynamically balanced so that it works vibration-free.
In the stel development shown in Figs. 1 and 3, the adjustable gear members 4, 5 and 7 are in their axially symmetrical position, that is, their eccentricity is zero. In this gear position, the rotating ring 4 is taken along by the drive shaft 2, but the rolling ring 5 remains in its rest position.
In this case, the transmission ratio between the drive shaft 2 and the output shaft 3 is infinite (reduction).
In Figs. 2 and 4, the transmission is shown with eccentric position of its gear members 4, 5 and 7. In this case, the circumferential ring 4 is due to the enlargement of the gap between the mutually facing sloping end faces of the fixed ring 11 and the axially displaceable cylinder 6 under the action of the spring 10 moved upwards. This adjustment of the circumferential ring 4 can also take place hydraulically instead of by a spring. The rolling ring 5 also moves in the same direction; In this position, the beveled faces of this ring are only at one point, that is in the drawing above, on the opposing surfaces of the links 11 and 6, so that the ring 5 when driven by the circumferential ring 4 to a planetary motion with rolling on the mentioned Mating surfaces is forced.
As a result of this movement, the member 7 executing a wobbling movement is carried along and transmits the torque corresponding to the transmission ratio to the output shaft 3.
In the transmission shown, when the eccentricity of the adjustable members 4, 5 and 7 increases, the speed ratio is reduced until the value 1: 1 is reached, whereupon the speed reduction (reduction) that has taken place up to that point changes into an increase in speed (translation). The speed ratio i is given by the formula <I> i = </I> Db <I>: </I> (D1, -Da), where Db is the diameter of the pitch circle of the ring 5 and Da is the diameter of the pitch circle of the Ring 11 mean.
The angle of inclination of the sawn-off surfaces of the rings 5 and 11 are smaller than the friction angle of the materials used, which means that the increased torque when switching with a high reduction can be overcome by a very low actuating force in the radial direction. The angles of inclination of the rings mentioned are in principle the same, but not the diameters of the rolling circles mentioned, apart from the case of zero eccentricity. In the embodiments presented, the diameter of the pitch circle of the ring 5 is smaller when the speed ratio is reduced, while the diameter of the rolling cone keep their constant value be.
This means that the surfaces running on one another perform a pure rolling movement without sliding.
In low-power transmissions, the force required to engage the clutch ring 5 in the gap between the links 6 and 11 is generated by a spring of the appropriate characteristics, in higher-performance transmissions by a servo-hydraulic system or by electromagnetic means. In any case, it is important that the means acting on the engagement are dimensioned in such a way that the force required to transmit the torque that occurs is ensured at all speed ratios.