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PATENTANSPRÜCHE
1. Zwangsläufiges Getriebe mit stufenlos verstellbarer Übersetzung, gekennzeichnet durch eine mit konstanterDrehzahl anzutreiben bestimmte Antriebswelle (1), welche über ein Zahnradpaar (2, 3) eine Taumelscheibe (8) dreht, die eine auf ihr mittels eines Axiallagers (9) und eines Rillenkugellagers (10) gelagerte Treibscheibe (11) treibt, wobei mit der Treibscheibe ein Gleitstück (14) verbunden ist.
2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Taumelscheibe (8) mittels mehrerer Nadellager (7) auf einem festen Zapfen (6) drehbar gelagert ist.
3. Getriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass zur Aufnahme von an der Taumelscheibe (8) auftretenden Axialkräften ein Axal-Zylinderrollenlager (4) vqrgesehen ist.
4. Getriebe nach Anspruch 2 und 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Treibscheibe (11) über das Rillenlager (10) und das Axiallager (9) derart mit der Taumelscheibe (8) verbunden ist, dass sie entsprechend der Bewegung der Taumelscheibe zwangsläufig eine Schwenkbewegung erhält.
5. Getriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Treibscheibe (11) durch eine in einer Führung (15) gleitende Zahnstange (12) derart gehalten ist, dass sie die Drehbewegung der Taumelscheibe (8) um deren Rotationsachse nicht mitmachen kann und nur eine Schwenkbewegung um eine senkrecht zur Rotationsachse verlaufende Schwenkachse ausführt.
6. Getriebe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Treibscheibe (11) durch einen Lenker (51) derart mit einer um eine zweite, senkrecht zur Rotationsachse der Taumelscheibe (8) verlaufende Schwenkachse (19) schwenkbar angeordneten, eine Führung (50) aufweisenden Stange verbunden ist, dass diese Stange eine der Schwenkbewegung der Treibschiene (11) entsprechende Schwenkbewegung ausführt.
7. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Zahnstange (12) sowohl mit der Treibscheibe (11) als auch mit der die Führung (50) aufweisenden Stange, antriebsmässig verbunden ist.
8. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die eine Hin- und Herbewegung ausführende Zahnstange (12) ein Ritzel auf einer Zwischenwelle treibt.
9. Getriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass ein schwenkbar angeordneter Lagerblock (27), in dem zwei von Ritzel auf der Zwischenwelle (16) angetriebene Zahnräder (48, 58) gelagert sind, durch eine Kurve (5) verschwenkt wird.
10. Getriebe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass durch die Verschwenkung des Lagerblockes (27) jedes der beiden Zahnräder (48, 58) taktweise mit dem ihm zugeordneten Zahnrad zweier weiterer Zahnräder (49, 59) durch die Kurve (5) in Eingriff gebracht wird, wobei die Kurve (5) zum Eingriffwechsel 24 Winkelgrade um ihre Achse dreht und jeder Eingriffswechsel während einer Umkehrung der Schwenkbewegung der Treibscheibe erfolgt.
11. Getriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die erstgenannten, mit entgegengesetzten Drehrichtungen drehenden Zahnräder (48, 58) durch den Eingriffswechsel mit den weiteren zwei Zahnrädern eine Abtriebswelle (30) in gleicher Richtung drehen.
12. Getriebe nach den Ansprüchen 5 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass die die Zahnstange (12) umschliessende Führung (15) mit einer Stellwelle (36) über zwei Schraubenräder durch eine Gewindespindel (35) verstellbar und die Verstellung auf einer Skala (39) ablesbar ist.
13. Getriebe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Abtriebswelle (30) als Torsionswelle ausgebildet ist.
Die Erfindung betrifft ein zwangsläufiges Getriebe, mit stufenlos verstellbarer Übersetzung.
Die bekannten stufenlos regelbaren mechanischen Getriebe, lassen sich grundsätzlich einteilen in Reibgetriebe, und in die, mit veränderlichem Scheibendurchmesser arbeitenden Riemen- und Kettengetriebe.
Alle Reibgetriebe haben im günstigsten Fall einen Verstellbereich von 1 zu 12. Ein weiterer Nachteil liegt in der Unmöglichkeit, einen Drehrahlwechsel in Sekundenschnelle vorzunehmen. Reibgetriebe sind auf Grund ihrer ungünstigen Wirkungsgradkurve, wirtschaftlich nur bis zu einer Leistung von 5 kW zu verantworten.
Bei den mit veränderlichen Scheibendurchmesser arbeitenden Getrieben, verhält es sich ähnlich. Der Verstellbereich kann 1 zu 6 nicht überschreiten, da sonst dieWirkungsgradkurve immer ungünstiger verläuft. Da Abnahme des Umschlingungswinkels beeinträchtigt ebenfalls die Wirkungsgradkurve. Besonders negativ aber wirkt sich die Fliehkraft der Riemenmasse auf die zu übertragende Leistung aus. Mit dem bekannten PIV-Getriebe können mit der kraftschlüssigen Bauart nur bis zu 15 kW, mit der formschlüssigen Bauart maximal 40 kW übertragen werden.
Der Versuch die Antriebsdrehzahl elektrisch zu regeln, ist so alt wie der Elektro-Motor.
Von allen Kommunikator-Motoren hat sich der Drehstrom Nebenschluss-Motor am besten bewährt, doch vermochte er sich in der Praxis nicht durchzusetzen.
Der Regelbereich der hydraulischen Getriebe ist mit 1 zu 6, als mässig einzustufen. Durch die arbeitsbedingten Drosselvorgänge ergibt sich eine unvermeidliche Erwärmung des Mediums Öl; Zugeführte Leistung setzt sich in unerwünschte Wärme um.
Seit Leonard kennt man die Drehzahländerung durch Ankererregung des Generators, mit Erregermaschinen oder mit Thyratron, doch beinhaltet der Ward-Leonard-Antrieb zusätzlich die Strom-Rekuperation und das veränderbare Lastmoment. Doch der erhebliche technische und preisliche Aufwand, wird nicht durch einen vertretbaren Wirkungsgrad abgegolten. Im Leistungsbereich von 12 kW arbeitet die Ward-Leonard-Umformergruppe mit einem Wirkungsgrad von ungefähr 0,82.
Die Erfindung des Thyristor im Jahre 1951 eröffnete neue, vielversprechende Möglichkeiten. Es können damit Drehstrom-Motoren bis zu 4 kW, mit einem Wirkungsgrad von 0,8 in einem Bereich von 1 bis 30 geregelt werden.
Innerhalb der gleichen Grössenordnung können Gleichstrommotoren bis zu 200 kW stufenlos geregelt werden. Diese geben ein konstantes Drehmoment ab, und bei einer Leistung von 12 kW ergibt sich ein Wirkungsgrad von ungefähr 0,8.
Es ist die Aufgabe der Erfindung ein preiswertes, regelbares Getriebe der eingangs genannten Art zu schaffen, bei dem die angeführten Nachteile bekannter Ausführungen vermieden werden. Diese Aufgabe wird durch die im Patentanspruch 1 definierte Erfindung gelöst. Ausführungsformen der Erfindung sind in den Ansprüchen 2 bis 13 definiert. Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist nachfolgend anhand der Zeichnung beschrieben.
Fig. 1 einen Horizontalschnitt des Getriebes gemäss der Linie C C in Fig. 2.
Fig. 2 einen Vertikalschnitt des Getriebes gemäss der Linie E-E in Fig. 1.
Fig. 3 einen Horizontalschnitt des Getriebes gemäss der Linie B-B in Fig. 2.
Fig. 4 einen Horizontalschnitt gemäss der Linie A-A in Fig. 2.
Fig. 5, 6, 7 und 8 je eine Schnittdarstellung des Gleitstücks bei verschiedenen Stellungen der Treibscheibe.
Fig. 9, 10 und 11 je einen Schnitt gemäss der Linie D-D
in Fig. 1 bei verschiedenen Eingriffsstellungen der ersten Zahnräder.
Fig. 12, 13 und 14 je eine Abwicklung der Kurve bei entsprechenden Eingriffsstellungen.
In den Fig. 1, 2, 3, 4 ist mit dem Bezugszeichen 21 ein Gehäuse bezeichnet. Wie aus Fig. 4 ersichtlich, erfolgt der konstante Antrieb durch die Welle 1, welche das Drehmoment über die Zahnräder 2 und 3, der Taumelscheibe 8 weitergibt. Diese wird radial durch 3 Nadellager geführt, dessen Innenringe auf dem, im Gehäuse sitzenden festen Zapfen 6, aufgezogen sind. Um die erheblichen, bei hohen Drehmomenten auftretenden Achsialkräfte der Zahnstange 12 aufzunehmen, dient das Axial-Zylinderrollenlager 4. Die Treibscheibe 11 ist mit dem Kugellager 10 auf der Taumelscheibe 8 zentriert, und sein Kugellagerinnenring mit der Scheibe 18, fest mit der Taumelscheibe 8 verbunden. Das Axial-Zylinderrollenlager 9 übernimmt ebenfalls die Achsialkräfte der Zahnstange 12.
Die Treibscheibe 11 rotiert nicht mit der Taumelscheibe, weil die Zahnstange 12 in der Führung 15, wie aus Fig. 2 ersichtlich, festgehalten wird, und dadurch eine Rotation verhindert wird. Die Treibscheibe 11 Fig. 4 vollführt daher gemeinsam mit dem um den Zapfen 19 rotierenden Führungsraum 50 und der Stange 51 eine hin- und hergehende Bewegung in Richtung der Taumelscheibenachse. Durch das Antriebsgestänge - Treibscheibe 11, Stange 51 und Führungsarm 50 wird erreicht, dass die Zahnstange 12 in jeder Richtung prinzipiell durch Stossen angetrieben wird.
Die Zahnstange 12 überträgt ihre Leistung N = P auf die Zahnradwelle 16, wie aus Fig. 2 ersichtlich. Um die Schwenkbewegungen der Welle 16, welche in den Gleitlagern 20 und 23 Fig. 3 radial gehalten und durch das Kugellager im Deckel 24 abgesichert ist, in eine rotierende Bewegung gleichbleibender Richtung überzuführen, dienen einmal die Zahnräder 48 und 58.
Diese sind im Lagerblock 27 gelagert, welcher um die Achse der Welle 16 pendelt, und durch die Kurve 5 über die Stange 43, der Stützrolle 44, dem Gelenk 46, welches im Gelenkzapfen 45 rotiert, gesteuert wird. Der Steuerablauf ist aus der Kurvenabwicklung Fig. 12, 13, 14 ersichtlich. Die Umsteuerung des Lagerblocks 27 erfolgt immer im Taumelscheiben-Wendepunkt, und beträgt für einen ganzen Arbeitshub der Taumelscheibe von 180 Grad, wie aus der Kurvenabwicklung hervorgeht, 24 Grad. Während dieser Umsteuerung beträgt der Arbeitshub der Zahnstange 12 am Wendepunkt der Taumelscheibe ein Minimum, und der Kupplungsvorgang der Zahnräder verläuft ohne jede Kollisionsgefahr.
Die durch den Lagerblock gesteuerten Zahnräder 48 und 58 bilden mit dem Zahnrad auf der Welle 16 eine geschlos sene Bewegungseinheit, wie ebenfalls die Zahnräder 29,
59 und 60 eine geschlossene Bewegungseinheit bilden. Bei jedem Kupplungsvorgang steht daher jedem Zahn die ent sprechende Zahnlücke gegenüber.
Die durch die Zahnstange 12 und das Gleitstück 14 fest gehaltene Treibscheibe 11 vollzieht als Folge der Taumel scheibenbewegung einer Umdrehung, die in Fig. 5, 6, 7 und
8 festgehaltenen Zusatzbewegungen. Fig. 5 entspricht der
Stellung der Treibscheibe 11 zur Zahnstange 12. Diese
Taumelscheibenstellung kann als vordere Stellung bezeich net werden, und ist als Schnitt A-A in Fig. 4 festgehalten.
Der Winkel zwischen der Taumelscheiben-Rotationsachse und der Gleitstück-Führungsachse beträgt 60 Grad. Nach der weiteren Drehung der Taumelscheibe um 90 Grad liegt die Gleitstück-Führungsachse 90 Grad zur Rotationsachse der Taumelscheibe, und die Treibscheibe 11 nimmt zur
Zahnstange 12 die Stellung nach Fig. 6 ein. Nach einer wei teren Drehung der Taumelscheibe um 90 Grad liegt die
Gleitstück-Führungsachse 60 Grad zur Taumelscheiben Ro tationsachse. Diese Stellung kann als hintere Endstellung bezeichnet werden, und die Treibscheibe 11 nimmt zur Zahn stange 12 die Stellung nach Fig. 8 ein. Bei der nächsten
Taumelscheiben-Drehung um 90 Grad liegt die Gleitstück
Führungsachse wieder 90 Grad zur Rotationsachse der Tau melscheibe, und die Treibscheibe 11 nimmt zur Zahnstange
12, die Stellung nach Fig. 7 ein.
Bei den oben behandelten Bewegungsabläufen verhält sich die Treibscheibe 11 gegenüber dem Gelenkzapfen 42, wie zu dem Gleitstück 14.
Die Zahnstangenführung 15 lässt sich auf den beiden
Rundführungen 17 von Mini bis Maxi und umgekehrt ver stellen, wie aus Fig. 1, 2, 3, 4 ersichtlich. Diese Verstellung erfolgt durch die Handradwelle 36, die mit einem Schrauben rad bestückt, in das Schraubenrad 34 auf der Gewindespin del 35 eingreift und bei Betätigung die Führung 15 in die gewünschte Arbeitsstellung bringt. Die gewünschte Abtriebs drehzahl der Welle 30 kann in Umdrehung pro Minute auf der Skala 39 abgelesen und eingestellt werden. Diese Ver stellung kann bei Stillstand oder unter Last erfolgen, und es verschiebt sich mit der Zahnstangenführung 15 die darin gelagerte Zahnstange 12, und mit dieser das Gleitstück 14 in der Treibscheibe 11 sowie der Zapfenstein 52 in der
Führungsstange 50.
Um die charakteristischen, bei einer Taumelscheiben
Umdrehung auftretenden sinusförmigen Geschwindigkeiten, respektive Drehmomente, dem praktisch gleichmässigen
Leistungsanspruch am Abtrieb anzugleichen, ist die Welle
30 als Torsionsstab ausgebildet.
Alle Zahnrädereingriffe und sämtliche Lagerstellen wer den durch eine Pumpe nach konventioneller Methode berieselt und geschmiert.
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PATENT CLAIMS
1. Inevitable transmission with continuously variable transmission, characterized by a drive shaft (1) which is driven at a constant speed and which rotates a swash plate (8) via a pair of gearwheels (2, 3), one on it by means of an axial bearing (9) and a deep groove ball bearing (10) mounted traction sheave (11) drives, a sliding piece (14) being connected to the traction sheave.
2. Transmission according to claim 1, characterized in that the swash plate (8) is rotatably mounted on a fixed pin (6) by means of several needle bearings (7).
3. Transmission according to claim 2, characterized in that an axial cylindrical roller bearing (4) is provided for receiving axial forces occurring on the swash plate (8).
4. Transmission according to claim 2 and 3, characterized in that the traction sheave (11) via the groove bearing (10) and the axial bearing (9) is connected to the swash plate (8) in such a way that it inevitably pivots according to the movement of the swash plate receives.
5. A transmission according to claim 4, characterized in that the drive pulley (11) is held by a rack (12) sliding in a guide (15) in such a way that it cannot and can only take part in the rotary movement of the swash plate (8) about its axis of rotation executes a pivoting movement about a pivot axis running perpendicular to the axis of rotation.
6. Transmission according to claim 5, characterized in that the traction sheave (11) by a link (51) in such a manner with a second, perpendicular to the axis of rotation of the swash plate (8) extending pivot axis (19) arranged pivotably, a guide (50) having the rod that this rod performs a pivoting movement corresponding to the pivoting movement of the drive rail (11).
7. Transmission according to claim 6, characterized in that the toothed rack (12) is connected to the drive both with the traction sheave (11) and with the guide (50) having the rod.
8. Transmission according to claim 7, characterized in that the reciprocating rack (12) drives a pinion on an intermediate shaft.
9. Transmission according to claim 8, characterized in that a pivotally arranged bearing block (27), in which two gear wheels (48, 58) driven by pinions on the intermediate shaft (16) are mounted, is pivoted by a curve (5).
10. Transmission according to claim 9, characterized in that by pivoting the bearing block (27) each of the two gears (48, 58) intermittently with the associated gear of two further gears (49, 59) through the curve (5) in engagement is brought, the curve (5) for the change of engagement rotates 24 angular degrees about its axis and each change of engagement takes place during a reversal of the pivoting movement of the traction sheave.
11. Transmission according to claim 10, characterized in that the first-mentioned, with opposite directions rotating gears (48, 58) by the change of engagement with the other two gears rotate an output shaft (30) in the same direction.
12. Transmission according to claims 5 to 11, characterized in that the rack (12) enclosing guide (15) with an adjusting shaft (36) via two helical gears by a threaded spindle (35) adjustable and the adjustment on a scale (39) is readable.
13. Transmission according to claim 11, characterized in that the output shaft (30) is designed as a torsion shaft.
The invention relates to an inevitable transmission, with continuously variable translation.
The known infinitely variable mechanical gears can basically be divided into friction gears and into belt and chain gears that work with variable pulley diameters.
In the best case scenario, all friction gears have an adjustment range of 1 to 12. Another disadvantage is the impossibility of changing the number of revolutions in a matter of seconds. Due to their unfavorable efficiency curve, friction gears are only economically responsible up to an output of 5 kW.
The situation is similar for gearboxes with variable pulley diameters. The adjustment range cannot exceed 1 to 6, otherwise the efficiency curve will be increasingly unfavorable. The decrease in the wrap angle also affects the efficiency curve. The centrifugal force of the belt mass has a particularly negative effect on the power to be transmitted. With the well-known PIV gearbox, only up to 15 kW can be transmitted with the non-positive design and a maximum of 40 kW with the positive design.
The attempt to control the drive speed electrically is as old as the electric motor.
Of all the communicator motors, the three-phase shunt motor has proven to be the best, but it has not been successful in practice.
The control range of the hydraulic gears is 1 to 6, to be classified as moderate. The work-related throttling processes result in the inevitable heating of the oil medium; The power supplied translates into unwanted heat.
Since Leonard, the change in speed due to armature excitation of the generator, with excitation machines or with thyratron has been known, but the Ward Leonard drive also includes current recuperation and the variable load torque. But the considerable technical and price expenditure is not compensated for by an acceptable level of efficiency. In the 12 kW power range, the Ward Leonard converter group works with an efficiency of approximately 0.82.
The invention of the thyristor in 1951 opened up new, promising possibilities. It can control three-phase motors up to 4 kW with an efficiency of 0.8 in a range from 1 to 30.
DC motors up to 200 kW can be steplessly controlled within the same range. These deliver a constant torque, and with an output of 12 kW, the efficiency is around 0.8.
It is the object of the invention to create an inexpensive, controllable transmission of the type mentioned at the outset in which the disadvantages of known designs mentioned are avoided. This object is achieved by the invention defined in claim 1. Embodiments of the invention are defined in claims 2 to 13. An embodiment of the invention is described below with reference to the drawing.
1 shows a horizontal section of the transmission along the line C C in FIG. 2.
FIG. 2 shows a vertical section of the transmission along the line E-E in FIG. 1.
3 shows a horizontal section of the transmission along the line B-B in FIG. 2.
4 shows a horizontal section along the line A-A in FIG. 2.
5, 6, 7 and 8 each show a sectional view of the slider at different positions of the traction sheave.
9, 10 and 11 each a section along the line D-D
in Fig. 1 with different engagement positions of the first gears.
12, 13 and 14 each a development of the curve with the corresponding engagement positions.
1, 2, 3, 4, the reference numeral 21 denotes a housing. As can be seen from FIG. 4, the constant drive takes place through the shaft 1, which transmits the torque via the gearwheels 2 and 3 to the swash plate 8. This is guided radially through 3 needle bearings, the inner rings of which are mounted on the fixed pin 6 seated in the housing. The axial cylindrical roller bearing 4 is used to absorb the considerable axial forces of the rack 12 that occur at high torques. The axial cylindrical roller bearing 9 also takes over the axial forces of the rack 12.
The traction sheave 11 does not rotate with the swash plate, because the toothed rack 12 is held in the guide 15, as can be seen in FIG. 2, and rotation is thereby prevented. The traction sheave 11 FIG. 4 therefore performs a reciprocating movement in the direction of the swash plate axis together with the guide space 50 rotating around the pin 19 and the rod 51. The drive linkage - traction sheave 11, rod 51 and guide arm 50 ensures that the rack 12 is in principle driven in every direction by thrusting.
The rack 12 transmits its power N = P to the gear shaft 16, as can be seen in FIG. 2. In order to convert the pivoting movements of the shaft 16, which is held radially in the slide bearings 20 and 23 FIG. 3 and is secured by the ball bearing in the cover 24, into a rotating movement in the same direction, the gears 48 and 58 serve once.
These are mounted in the bearing block 27, which oscillates about the axis of the shaft 16, and is controlled by the curve 5 via the rod 43, the support roller 44, the joint 46, which rotates in the pivot pin 45. The control sequence can be seen from the curve processing Fig. 12, 13, 14. The reversal of the bearing block 27 always takes place at the swashplate turning point, and is 24 degrees for an entire working stroke of the swashplate of 180 degrees, as can be seen from the curve development. During this reversal, the working stroke of the toothed rack 12 at the turning point of the swash plate is a minimum, and the coupling process of the toothed wheels runs without any risk of collision.
The gearwheels 48 and 58 controlled by the bearing block form with the gearwheel on the shaft 16 a closed movement unit, like the gearwheels 29,
59 and 60 form a closed movement unit. With each coupling process, each tooth is therefore faced with the corresponding tooth gap.
The driven by the rack 12 and the slider 14 traction sheave 11 performs as a result of the swash plate movement of one revolution, which in Fig. 5, 6, 7 and
8 recorded additional movements. Fig. 5 corresponds to the
Position of the traction sheave 11 to the rack 12. This
Swash plate position can be referred to as the front position, and is recorded as section A-A in Fig. 4.
The angle between the swash plate rotation axis and the slide guide axis is 60 degrees. After further rotation of the swash plate by 90 degrees, the slide guide axis is 90 degrees to the rotation axis of the swash plate, and the drive plate 11 increases
Rack 12 in the position shown in FIG. 6. After a further turn of the swashplate by 90 degrees, the
Slider guide axis 60 degrees to swashplate rotation axis. This position can be referred to as the rear end position, and the traction sheave 11 takes on the rack 12, the position shown in FIG. 8. At the next
Swashplate rotation by 90 degrees lies the slider
Guide axis again 90 degrees to the axis of rotation of the swash plate, and the drive pulley 11 takes to the rack
12, the position of FIG. 7.
In the movement sequences dealt with above, the traction sheave 11 behaves with respect to the pivot pin 42 as with the slide piece 14.
The rack guide 15 can be on the two
Round guides 17 from Mini to Maxi and vice versa, as shown in Fig. 1, 2, 3, 4 can be seen. This adjustment is made by the handwheel shaft 36, which is equipped with a screw wheel, engages in the screw wheel 34 on the threaded spindle 35 and, when actuated, brings the guide 15 into the desired working position. The desired output speed of the shaft 30 can be read and set in revolutions per minute on the scale 39. This Ver position can be done at standstill or under load, and it moves with the rack guide 15, the rack 12 stored therein, and with this the slider 14 in the traction sheave 11 and the pin 52 in
Guide rod 50.
To the characteristic, with a swashplate
Revolution occurring sinusoidal speeds, or torques, the practically uniform
The shaft is to match the power requirement on the output
30 designed as a torsion bar.
All gear wheel interventions and all bearings are sprinkled and lubricated by a pump using the conventional method.