DE102018001933A1

DE102018001933A1 - Stufenloses Umlaufrädergetriebe mit schwenkbarer Achse

Info

Publication number: DE102018001933A1
Application number: DE102018001933.1A
Authority: DE
Inventors: Anmelder Gleich
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2018-03-05
Filing date: 2018-03-05
Publication date: 2019-09-05

Abstract

Das neue Getriebe soll im Gegensatz zu den bekannten stufenlosen Getrieben mit schwenkbarer Achse eine schlupffreie Kraftübertragung ermöglichen.
Auf dem Längsteil einer T-Stange, als stufenlos schwenkbare, um die Antriebswelle umlaufende Gelenkwelle mit Scharniergelenk fungierend, werden drei kombinierte Planetenradgetriebe angeordnet, in denen die Eigendrehung der Gelenkwelle, relativ zum Gestell bestimmt, mit einer eingangsseitig erzeugten gegenläufigen Drehung so überlagert wird, dass nicht nur die resultierende Drehzahl auf der schwenkbaren Gelenkwelle mit dem Schwenkwinkel stufenlos änderbar ist, sondern auch die Drehzahl der ortsfesten Abtriebswelle, wobei die Umsetzung der Drehung von der Gelenkwelle auf die Abtriebswelle über ein Kegelradgetriebe erfolgt. Alle verwendeten Räder sind verzahnt und stehen ständig im Eingriff. Damit ist eine stufenlose Übersetzungsänderung bei schlupffreier Kraftübertragung möglich, mit den entsprechenden Vorteilen für den Einsatz in Kraftfahrzeugen und Maschinen. Richtungsumkehr und Stillstand der Abtriebswelle können zu der vorgeschlagenen Ausführung mit einem nachgeschalteten Planetenradgetriebe realisiert werden.

Description

Stufenlose Umlaufrädergetriebe mit schwenkbarer Achse sind insbesondere als Toroidgetriebe in verschiedenen Ausführungen bekannt, z.B. nach EP1071890B1 , EP1347206B1 , EP1394441B1 und anderen. Deren Funktionsprinzip besteht darin, ein Drehmoment von mindestens einer antriebsseitig gelagerten Scheibe mit Hilfe von Reibrädern auf je eine abtriebsseitig gelagerte Scheibe zu übertragen.
Dazu sind die beiden (glatten) Scheiben koaxial zueinander angeordnet, und ihre einander zugewandten Flächen sind derart (konkav) ausgeformt, dass sie miteinander die Fläche eines Torus (teilweise) abgrenzen. Die Reibräder zwischen den beiden Scheiben sind drehbar und stufenlos schwenkbar gelagert, wobei die Achse der Reibräder die Achse der beiden Scheiben während des Umlaufs permanent schneidet. Dadurch kann der Kontaktbereich eines Reibrades mit den beiden Scheiben jeweils radial verändert werden, und zwar im umgekehrten Verhältnis zueinander, d.h. der für die Kraftübertragung wirksame Radius auf den beiden Scheiben kann im Verhältnis zueinander stufenlos geändert werden; und entsprechend ändert sich dabei das Übersetzungsverhältnis.
Der Kontakt zwischen Reibrädern und Scheiben wird dabei durch ein Traktionsfluid vermittelt, um den Verschleiß der Übertragungsteile zu reduzieren. Andererseits müssen diese mit einem entsprechend hohen Druck angepresst werden, um den systembedingten Schlupf zu vermindern. Beides vermindert den Wirkungsgrad dieser Art von Getrieben und begrenzt den übertragbaren Drehmomentbereich.
Dies gilt ebenso für ein anderes bekanntes Umlaufrädergetriebe, das schwenkbare Achsen verwendet: das sogenannte NuVinci-Getriebe, das als Nabengetriebe für Fahrräder bereits eingesetzt wird. Die Kraftübertragung erfolgt hier durch mehrere, stufenlos schwenkbar gelagerte, Kugeln, die auf einem Innenring (über dessen Umfang verteilt) gelagert sind. Ein antriebsseitiger, rotierender Außenring überträgt seine Drehung auf die Kugeln, und diese leiten das Drehmoment auf einen abtriebsseitigen Außenring weiter, wobei der wirksame Radius der Kugeln gegenüber den beiden Außenringen durch Schwenkung ihrer Drehachsen im Verhältnis zueinander geändert wird; und damit ändert sich auch das Übersetzungsverhältnis.
Für den praktischen Gebrauch wird ein spezielles synthetisches Schmieröl eingesetzt, das sich beim Umlauf in dem Spalt zwischen den Kugeln und den Ringen verfestigen soll, um Übertragungsverluste und Verschleiß zu senken. Der systembedingt unvermeidbare Schlupf wurde im Test mit ca. 10 % bei 250 Watt Belastung angegeben (siehe Internet: „Wirkungsgrad-Messungen an Nabenschaltungen - Teil2“). Das kann für den Fahrradbereich im Freizeitbereich ausreichend sein.
Im Kraftfahrzeugbereich dominieren (gegenüber elektrischen Antrieben) nach wie vor Otto- und Dieselmotoren als Antriebsmaschinen, und dem entsprechend werden auch weiterhin enorme Anstrengungen unternommen, deren begrenzten optimalen Drehzahlbereich in möglichst vielen Fahrsituationen nutzbar zu halten. Das zeigt schon der Wettlauf um die maximale Anzahl von Schaltstufen, z.B. für Automatikgetriebe: Audi z.Z. 7, BMW 8, Mercedes 9, jeweils mit einer Wandler- Überbrückungskupplung. Dazu gehört auch die zunehmende Automatisierung der Schaltvorgänge, einerseits aus Komfortgründen und andererseits, um dem Fahrer die Wahl der optimalen Gangstufe abzunehmen, sowie die Weiterentwicklung des Doppelkupplungsgetriebes, mit dem Zweck, die Zugkraft-Unterbrechung beim Schalten zu minimieren, ebenfalls automatisiert: Jeweils ein hoher Aufwand, um dem Idealfall einer verlustfreien und stetig änderbaren Leistungsübertragung näher zu kommen.
Dem gegenüber sind verschiedene Versuche bekannt, ein Getriebe zu entwerfen, das eine schlupffreie Kraftübertragung bei stufenloser Übersetzungsänderung enthält, d.h. das eine feste Antriebsdrehzahl schlupffrei in eine variable Drehzahl einer ortsfesten Abtriebswelle umsetzen kann, mittels formschlüssiger Elemente, allerdings bisher ohne Erfolg.
Und in „Antriebstechnik 23 (1984) Nr. 5, S. 49, 50“ wurde bereits ein analytischer „Beweis der Unmöglichkeit“ eines solchen Getriebes veröffentlicht. Darin werden alle Übertragungselemente (als formschlüssig) zugelassen, deren Wirkung sich auf die Funktionsweise von Zahnrädern reduzieren lassen. Auch frei im Raum bewegliche Achsen außer von der Antriebs- und der Abtriebswelle sowie eine „Änderung des Rollkreises eines Zahnrades“ seien erlaubt. Etwaige „überzählige Freiheitsgrade“ sollen dagegen, durch eigens ergänzte „direkte Zahnradverbindungen“, zum Verschwinden gebracht werden.
Für alle Getriebe, die diesen Voraussetzungen genügen, wird dann mittels kombinatorischer Abzählung der möglichen Zahnkontakte je Abrollvorgang gezeigt, dass die Getriebe nicht stufenlos sind.
Anschaulich nachvollziehbar ist das z.B. für das vorgeschlagene Getriebe nach US-Patent 5 718 652 . Darin kämmt antriebsseitig ein kegelförmiges Hohlrad mit einem abtriebsseitigen Kegelrad, wobei mit Hilfe von Gelenken („universal joints“) eine dreiteilige Schwenkung - in konstanter Schwenkebene - erfolgen kann: Das Hohlrad kann gegenüber der Antriebsachse gekippt werden, zugleich wird ein schwenkbarer Teil der Abtriebswelle so geführt, dass das Kegelrad, das auf diesem schwenkbaren Teil seinerseits schwenkbar gelagert ist, während des Umlaufes mit dem Hohlrad ständig im Eingriff bleibt.
Die Drehzahl des Hohlrades ist - bei dieser Schwenkung in einer festen Ebene - natürlich konstant, und zwar gleich der Antriebsdrehzahl; und nach Abzählung der Zahnkontakte je Umdrehung ist folglich auch die Drehzahl des Kegelrades und der Abtriebswelle konstant.
Ein erweiterter Ausführungsbereich (in dem oben zitierten „Unmöglichkeitsbeweis“ nicht konkret erwähnt) ergibt sich, wenn eine schwenkbare Welle verwendet wird, deren Schwenkebene während des Umlaufes ihrerseits um die Zentralachse umläuft.
So wird z.B. in DE 197 58 370 A1 ein Getriebe mit formschlüssigen Übertragungselementen, nämlich mit torusförmig verzahnten Rädern, vorgeschlagen. Dabei rotiert ein Planetenrad mit schwenkbarer Achse um ein Hohlrad, das auf einer Zentralwelle gelagert ist und das gegenüber dem Gestell ruht. Angetrieben wird das Planetenrad ursprünglich durch ein Kegelrad auf der Antriebswelle, das seine Drehung auf ein weiteres Kegelrad überträgt, das auf einer Querwelle befestigt ist.
Auf dieser Querwelle ist ein weiteres (als „Stirnrad“ ausgewiesenes) Rad drehfest, aber längs der Querwelle verschiebbar, gelagert, welches ständig mit dem (torusförmig verzahnten) Planetenrad im Eingriff stehen soll. Die Querwelle wird durch den Abrollvorgang quer zu ihrer Achse - mit der Abtriebsdrehzahl - gedreht, und zwar (mit der Zielvorgabe) variabel, in Abhängigkeit vom Schwenkwinkel, wobei die Schwenkung der Planetenradachse z.B. auch zwischen α = 90° und 180° zum (torusförmig verzahnten) Hohlrad einstellbar sein soll.
Für die Frage einer möglichen Variabilität der Abtriebswelle ist das Größenverhältnis der beteiligten Räder unerheblich. Zur vereinfachten Anschauung sei also angenommen, alle Räder hätten die gleiche Zähnezahl.
Bei α = 90° rollt dann das Planetenrad mit einer Umdrehung auf dem Hohlrad ab, und da beide auf demselben Steg geführt werden, auch dieser. Bei α = 180° führt die Abrollbewegung des Querrades auf dem Planetenrad zwar zu einer 2-fachen Umdrehung gegenüber dem Gestell, jedoch ebenfalls nur zu einer Umdrehung gegenüber dem Steg, d.h. der Steg umläuft die Zentralachse wiederum mit einer Umdrehung. In beiden Fällen ist also die Drehzahl des Rades auf der Querwelle (dem Steg) je Umdrehung der Antriebswelle gleich 1.
Der Versuch in DE 101 64 641 A1 , u.a. auch mit Differenzialgelenken, geht ebenfalls von der Annahme aus, die Variabilität der Planetendrehzahl bei Schwenkung eines Stegteils lasse sich formschlüssig auf eine ortsfeste Achse übertragen. Auch hier ist die Planetendrehzahl jedoch nur variabel gegenüber dem Gestell und nicht gegenüber dem Steg, und das Ergebnis ist mit den angegebenen Mitteln in allen dargestellten Ausführungsbeispielen entsprechend negativ.
Der oben zitierte „Unmöglichkeitsbeweis“ wäre also insoweit, d.h. für die betrachteten Fälle, anschaulich bestätigt. Andererseits ist darin an keiner Stelle der Beweis erkennbar, dass es prinzipiell unmöglich sei, eine definitiv vorhandene Variabilität der Drehzahl einer schwenkbaren und dabei umlaufenden Welle schlupffrei auf eine ortsfeste Welle zu übertragen, und zwar, ohne dass die Variabilität dabei verschwindet. Das könnte der zitierte „Unmöglichkeitsbeweis“ auch kaum leisten, da er sich mit der verwendeten kombinatorischen Abzählung von Zahnkontakten im Wesentlichen auf den Rahmen der natürlichen, d.h. der ganzen Zahlen beschränkt.
Eine stufenlose, d.h. kontinuierliche Drehzahländerung ist dagegen - auch bei der ganzzahligen Zähnezahl von Zahnrädern - im Rahmen der reellen Zahlen zu beschreiben - Zahlen, die sich zum Beispiel bei der Bestimmung von Kreisbogenlängen oder aus trigonometrischen Funktionen ergeben.
Der Erfindung liegt - wie in den genannten Anmeldungen DE 197 58 370 A1 und DE 101 64 641 A1 - die Aufgabe zugrunde, ein stufenloses und schlupffreies Umlaufrädergetriebe mit schwenkbarer Achse zu entwerfen.
Grundvoraussetzung für die Lösung der Aufgabe ist hier insbesondere der unmittelbar nachvollziehbare und praktisch nachprüfbare Sachverhalt, darin bestehend, dass eine schwenkbare, um eine ortsfeste Welle, z.B. eine Antriebswelle, umlaufende Gelenkwelle zwei vom Schwenkwinkel abhängige Teildrehungen ausführt, und zwar eine Drehung der Gelenkwelle um die eigene Achse (als Eigendrehung) und eine Drehung der Gelenkwellenachse um die ortsfeste Achse (als Umlaufdrehung), deren Anteile sich mit einer stufenlosen Änderung des Schwenkwinkels relativ zueinander ebenfalls stufenlos ändern.
So ist z.B. bei 90° Schwenkung um ein Scharniergelenk die Drehung der Gelenkwelle um ihre eigene Achse Null, und ihre Umlaufdrehung ist gleich der führenden, ortsfesten Welle, und zwar quer dazu ausgerichtet; und bei 0° Auslenkung ist die Drehung der Gelenkwelle um die eigene Achse gleich der Drehung der führenden Welle, und zwar koaxial oder parallel dazu ausgerichtet.
Der Lösungsansatz der Erfindung besteht nun darin, auf eine solche schwenkbare Gelenkwelle eine eingangsseitig (mit Hilfe eines Planetenradgetriebes und eines Differenzialgelenks) erzeugte Drehung in drei kombinierten Planetenradgetrieben mit der Eigendrehung der Gelenkwelle so zu überlagern, dass die resultierende Drehzahl auf der Gelenkwelle (im Schwenkbereich von 0° bis 90°) hinreichend gespreizt ist, um damit schließlich eine variable Drehzahl der ortsfesten Abtriebswelle zu erhalten.
Der Aufbau des vorgeschlagenen Umlaufrädergetriebes mit schwenkbarer Achse ist für ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel in den Ansprüchen 1 und 2 dargelegt. Anhand der 1 - 6 wird die Funktionsweise dieses Ausführungsbeispiels nachstehend näher erläutert. Die Einrichtung zur stufenlos änderbaren Einstellung des Schwenkwinkels ist darin nicht dargestellt.
1 zeigt in schematischer Darstellung die Seitenansicht einer Komponente der Ausführung, aufgebaut wie in Anspruch 1 dargelegt.
Die 2 - 4 zeigen ausschnittsweise die Elemente und die Rotationsverhältnisse, die als Grundlage für die Funktionsweise und die Funktionsfähigkeit des Getriebes besonders hervorzuheben sind und die als Grenzfälle des Schwenkbereichs (0 - 90°) am einfachsten zu veranschaulichen sind.
2 zeigt beim Schwenkwinkel α = 90° die Seitenansicht des Längsteils der T-Stange (34,35) mit dem Steg (55) sowie mit der darauf drehbar gelagerten Hohlwelle (40) und dem damit befestigten Kegelrad (33), einmal senkrecht ausgerichtet und einmal nach einer Vierteldrehung der Antriebswelle (10). Eine Projektion der Umlaufbahnen zweier jeweils diametral gegenüber liegender Punkte auf dem Steg (55) bzw. auf dem Kegelrad (33), die bei dieser Vierteldrehung durchlaufen werden, ist in Form gestrichelter Pfeile dargestellt.
Erkennbar ist: Beim Schwenkwinkel α = 90° ist die Drehung des Stegs (55) und der schwenkbaren Stange (35) Null, während die Achse der Stange (35) quer um die Achse der Antriebswelle (10) umläuft; und die Drehung des Kegelrades (33) und der Hohlwelle (40) um die eigene Achse ist bei einem Viertelumlauf gleich einem Viertel, also bei einem kompletten Umlauf gleich Eins, wobei die Achsen des Kegelrades (33) und der Hohlwelle (40) mit der Stange (35) die Achse der Antriebswelle (10) ebenfalls einmal umlaufen, von außen gesehen, rechtsdrehend.
3 zeigt beim Schwenkwinkel α = 0°, von der Ausgangsseite des Getriebes aus gesehen, das Kegelrad (33) auf der Hohlwelle (40) sowie die ausgangsseitige Speiche (12), einmal senkrecht ausgerichtet und einmal nach einer Vierteldrehung der Antriebswelle (10). Die Umlaufbahnen zweier diametral gegenüber liegender Punkte auf dem Kegelrad (33), die bei dieser Vierteldrehung durchlaufen werden, sind als gestrichelte Pfeile dargestellt.
Erkennbar ist: Beim Schwenkwinkel α = 0° ist die Drehung des Kegelrades (33) und damit der Hohlwelle (40) um die eigene Achse Null, während diese beim Umlauf parallel zur Achse der Antriebswelle (10) ausgerichtet bleibt, so bei einem Viertelumlauf, also auch bei einem kompletten Umlauf.
4 zeigt beim Schwenkwinkel α = 0°, von der Ausgangsseite des Getriebes aus gesehen, den Steg (55) auf der Stange (35) sowie die ausgangsseitige Speiche (12), einmal senkrecht ausgerichtet und einmal nach einer Vierteldrehung der Antriebswelle (10). Die Umlaufbahnen zweier diametral gegenüber liegender Punkte auf dem Steg (55) sind als ein gestrichelter Pfeil zusammengefasst dargestellt.
Erkennbar ist: Beim Schwenkwinkel α = 0° ist die Drehung der Stange (35) und damit des Stegs (55) um die eigene Achse bei einem Viertelumlauf, also auch bei einem kompletten Umlauf, Null, während diese Achse selbst dabei genau einmal um die Achse der Antriebswelle (10) umläuft.
Ausgehend von den in den 2 - 4 veranschaulichten Rotationsverhältnissen der Stange (35) mit dem Steg (55) sowie der Hohlwelle (40) mit dem Kegelrad (33), werden, wie in 1 schematisch dargestellt, auf der schwenkbaren Stange (35) drei Planetenradgetriebe in Reihe geschaltet, deren benachbarten Exemplare je ein drehfest miteinander verbundenes Glied enthalten.
So ist das Planetenrad (43) über die Verbindungswelle (44) drehfest mit dem Planetenrad (46) verbunden, und das Sonnenrad (48) ist fest mit dem Hohlrad (51) verbunden. Außerdem werden die zum Sonnenrad (41) gehörigen Planetenräder (42, 43) und die zum Sonnenrad (48) gehörigen Planetenräder (46, 47) von einem gemeinsamen Steg getragen.
Zunächst wieder die beiden Grenzfälle der Schwenkung betrachtet, ergibt diese Anordnung - unterstützt durch die Sperrwirkung der zwischengeschalteten Freiläufe (415) und (455) - je Umlauf folgende Drehzahlen des Sonnenrades (54) gegenüber dem Gestell (als Drehungen auf einer schwenkbaren Welle mit „v“ bezeichnet):
Bei dem Winkel α = 90°, also bei den Drehzahlen v₄₁ = -1 und v₃₅ = v₅₅ = 0 ist das Ergebnis v₅₄ (90°) = -2. Das ist praktisch eindeutig nachprüfbar, und es erklärt sich mit den Zähnezahlen z₄₈ = 3 z₄₇ und v₄₈ = v₅₁ = -1/3, woraus mit v₅₅ = 0 und z₅₁ = 6 z₅₄ v₅₄ (90°) = -2 folgt.
Bei dem Winkel α = 0°, also bei den Drehzahlen v₄₁ = 0 und v₃₅ = v₅₅ = +1 ist das Ergebnis v₅₄ (0°) = -5. Auch das ist praktisch eindeutig nachprüfbar, und es erklärt sich u.a. damit, dass durch die Schaltung der Planetenradgetriebe mit v₄₁ = 0 auch v₅₁ = 0 gehalten wird, und mit z₅₁ = 6 z₅₄ und v₅₅ = +1 ist v₅₄ (0°) = -6 + 1 = -5.
Dabei stützen sich einige Glieder der kombinierten Planetenradgetriebe über die Freiläufe (415) bzw. (455) während des Umlaufs aneinander ab, und zwar, indem der Freilauf (415) eine in Drehrichtung der Stange (35) vorauslaufende Drehung des Sonnenrades (41) gegenüber dem Steg (45) sperrt und der Freilauf (455) eine vorauslaufende Drehung des Stegs (45) gegenüber der Drehung der Stange (35) sperrt.
Mit dem obigen Ergebnis für v₅₄ ist natürlich noch keine Abtriebsdrehzahl auf einer ortsfesten Achse gewonnen, sehr wohl aber ein entscheidendes Zwischenergebnis. Dieses, mit dem Schwenkwinkel α variierende, Zwischenergebnis wird jeweils vom Sonnenrad (54) auf das erste Tellerrad (61) eines Kegelradgetriebes übertragen, das ebenfalls auf der Stange (35) drehbar lagert und das mit dem zweiten Tellerrad (62) kämmt, das auf dem Querteil (34) des T-Stange (34,35) drehbar lagert.
Das Tellerrad (62), das ohne Schwenkung mit der Speiche (12) um die Antriebswelle (10) umläuft, überträgt dann die vom Tellerrad (61) aufgenommene Drehung auf das dritte Tellerrad (63) und damit auf die ausgangsseitigen Kegelräder (64) und (65) sowie auf die auf der Antriebswelle (10) drehbar gelagerte Hohlwelle (70).
Mit dem genannten Zwischenergebnis dreht sich also im Grenzfall α = 90° die Achse des Rades (61) je Umlauf einmal um die Antriebswelle (10), und das Rad (61) dreht sich dabei zweimal um die eigene Achse, und zwar in die Richtung, bei der das Rad (65) gegenüber der Antriebswelle (10) rückwärts läuft - insofern mit der negativen Drehzahl v₆₁ (90°) = -2, und das Rad (63), mit der gleichen Zähnezahl wie das Rad (61), erhält die gleiche Drehzahl. Der Umlauf der Räder bewirkt allerdings eine zusätzliche Teildrehung, die bei α = 90° genau eine Umdrehung beträgt, mit dem Ergebnis auf der ortsfesten Achse der Hohlwelle (70) n₇₀ (90°) = v₆₁ (90°) + 1 = -1.
Im Grenzfall α = 0° bleibt die Achse des Rades (61) dagegen während des Umlaufs parallel zur Achse der Antriebswelle (10) ausgerichtet, und indem das Rad (61), dessen Eigendrehung relativ zum Gestell bestimmt ist, mit dem quer dazu umlaufenden Rad (62) kämmt, bewirkt es eine Reduzierung der umlaufbedingten zusätzlichen Teildrehung. Diese Reduzierung entspricht im Fall α = 0° einer vollen Umdrehung des Rades (61) um die eigene Achse, mit dem Ergebnis auf der ortsfesten Achse der Hohlwelle (70) n₇₀ (0°) = v₆₁ (0°) + 1 - 1 = -5.
Da der Schwenkwinkel α stufenlos, d.h. stetig, änderbar ist, verläuft auch die daraus resultierende Änderung der Drehzahlen v₆₁ (α) und n₇₀ (α) stetig. Das steht außer Frage. Und damit wäre die oben gestellte Aufgabe nachprüfbar gelöst.
Die Hohlwelle (70) als Abtriebswelle ist auf der ortsfesten Antriebswelle (10) koaxial gelagert, und sie erhält, ausgehend von einer konstanten Antriebsdrehzahl, eine variable Drehzahl, die insbesondere vom Schwenkwinkel abhängt. Zur Kraftübertragung werden ausschließlich Zahnräder, die ständig im Eingriff miteinander stehen, sowie rutschfest sperrende Freiläufe verwendet, so dass die angestrebte schlupffreie Kraftübertragung gewährleistet ist.
Weitere Ausbauten des Getriebes (abgesehen von der vorausgesetzten Einrichtung zur stufenlos änderbaren Einstellung des Schwenkwinkels) sind möglich, insbesondere mit einer baugleichen weiteren Komponente, die die Antriebswelle (10) und die koaxial gelagerten Hohlwellen und Räder der in 1 dargestellten Komponente ebenso benutzt, oder z.B. mit einer anderen Zähnezahl des Rades (54).
Richtungsumkehr und Stillstand der Abtriebswelle lassen sich vorzugsweise mit dem in Anspruch 2 angegebenen Mitteln realisieren. Für diesen Zweck werden die Antriebsdrehung und die jeweilige Abtriebsdrehung der Hohlwelle (70) in einem nachgeschalteten Planetenradgetriebe überlagert, wie in 5 schematisch dargestellt. Der zugehörige Kutzbachplan in 6 zeigt die Abtriebsdrehzahlen n₈₀ (α) für α = 0° und α = 90° sowie die für den Stillstand notwendige Drehzahl des Sonnenrades (71).
Die Voraussetzung zur Bestimmung eines solchen Zwischenwertes beruht auf dem Ansatz, die Drehzahlen im gesamten Schwenkbereich, also einschließlich der Schwenkung zwischen den Grenzwerten α = 90° und α = 0°, mit Hilfe einer trigonometrischen Funktion zu beschreiben, indem der jeweilige Ausgangswert als Summe zweier variabler Anteile formuliert wird, und zwar mit der Quantifizierung v₆₁ (α) = -2 (1- cos α) + (-5 cos α) = -2 - 3 cos α und n₇₀ (α) = v₆₁ (α) + (1 - cos α) = -1 - 4 cos α, wobei der zusätzliche Term (1 - cos α) die aus dem Umlauf des Rades (62) resultierende zusätzliche Teildrehung - abzüglich eines variablen Betrages je nach Schwenkwinkel des Rades (61) - beschreibt.
Mit dem nachgeschalteten, in 5 skizzierten, Planetenradgetriebe werden dann Abtriebsdrehzahlen von -1/2 bis +1/2 erzielt, wie anhand des Kutzbachplanes in 6 gezeigt. Der markierte Schnittpunkt n₈₀ = 0 als Stillstand der Abtriebswelle (80) entsteht in dieser Ausführung mit n₇₁ = -3 bei dem Schwenkwinkel α = 60°.
ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur

EP 1071890 B1 [0001]
EP 1347206 B1 [0001]
EP 1394441 B1 [0001]
US 5718652 [0010]
DE 19758370 A1 [0013, 0020]
DE 10164641 A1 [0017, 0020]

Claims

Stufenloses Umlaufrädergetriebe mit schwenkbarer Achse sowie mit stufenlos änderbarer Einstellung des Schwenkwinkels, wobei • auf der zentral im Gestell gelagerten Antriebswelle (10) mindestens ein Speichenpaar (11, 12) befestigt ist, und zwar mit einer eingangsseitigen Speiche (11) und einer ausgangsseitigen Speiche (12), welche parallel zueinander und senkrecht zur Achse der Antriebswelle ausgerichtet sind, wobei • die Speiche (11) als Steg eines ersten Planetenradgetriebes fungiert, mit einem Stirnrad als Sonnenrad (21), das auf einer Hohlwelle (20) befestigt ist, die drehbar auf der Antriebswelle (10) gelagert, jedoch fest gegenüber dem Gestell gehalten ist, und einem Stirnrad als Planetenrad (22), das mit dem Sonnenrad (21) kämmt und auf einer eigenen, parallel zur Antriebswelle umlaufenden Welle (30) befestigt ist, die drehbar in einem ersten Lager (111) auf dem Ende der eingangsseitigen Speiche (11) gelagert ist, wobei • das Sonnenrad (21) und das Planetenrad (22) die gleiche Zähnezahl besitzen, wobei • die ausgangsseitige Speiche (12) in drei gleich lange Arme (13, 14, 15) verzweigt ist, die viertelkreisförmig gewölbt sind, wobei • die Wölbung des ersten Armes (13) zur Eingangsseite weist, während die beiden anderen Arme (14, 15) diametral gegenüber und senkrecht zur Antriebswelle (10) ausgerichtet sind, wobei • der eingangsseitig gewölbte Arm (13) an seinem Ende ein zweites Lager (131) trägt, das die parallel zur Antriebswelle umlaufende Welle (30) aufnimmt, während die beiden anderen Arme (14, 15) an ihrem Ende die weiteren Lager (141) und (151) tragen, die den Querteil (34) einer T-förmigen Stange (34,35) aufnehmen, wobei • die Achse des Längsteils (35) der T-Stange (34,35) zwischen den Lagern (141) und (151) positioniert ist und in einer Ebene mit der der Antriebswelle (10) stufenlos schwenkbar geführt ist und dabei die Achslinie der eingangsseitigen Welle (30) ständig schneidet, wobei • auf dem Querteil (34) der T-Stange (34,35) ein Kegelrad (32) außerhalb des Lagers (151) drehbar gelagert ist, das als Teil eines ersten Kegelradgetriebes eingangsseitig mit einem Kegelrad (31) kämmt, das auf der Welle (30) befestigt ist und das ausgangsseitig mit einem Kegelrad (33) kämmt, das auf einer Hohlwelle (40) befestigt ist, wobei • die Kegelräder (31) und (33) die gleiche Zähnezahl besitzen und das Kegelrad (32) eine größere Zähnezahl als diese besitzt, wobei • die Hohlwelle (40) auf dem schwenkbaren Längsteil (35) der T-Stange drehbar gelagert ist und mit einem Stirnrad (41) als Sonnenrad eines zweiten Planetenradgetriebes drehfest verbunden ist, wobei • das Sonnenrad (41) mit mindestens einem Stirnrad (42) als erstem Planetenrad kämmt, das andererseits mit einem Stirnrad (43) als zweitem Planetenrad kämmt, wobei • mindestens die Räder (41) und (43) die gleiche Zähnezahl besitzen und die beiden Planetenräder (42) und (43) von einem Steg (45) getragen werden, der auf der Stange (35) drehbar lagert, wobei • zwischen der Hohlwelle (40) und dem Steg (45) ein Freilauf (415) geschaltet ist, der eine in Drehrichtung der Stange (35) vorauslaufende Drehung der Hohlwelle (40) und des Sonnenrades (41) gegenüber dem Steg (45) sperrt, während zwischen dem Steg (45) und der Stange (35) ein Freilauf (455) geschaltet ist, der eine vorauslaufende Drehung des Stegs (45) gegenüber der Drehung der Stange (35) sperrt, wobei • der Steg (45) an seinem Ende ein Lager (451) trägt, in dem eine Verbindungswelle (44) drehbar lagert, auf der einerseits das Planetenrad (43) und andererseits ein Stirnrad (46) befestigt ist, wobei • das Stirnrad (46) als erstes Planetenrad eines dritten Planetenradgetriebes fungiert und dabei mit einem Stirnrad (47) als zweitem Planetenrad kämmt, das ebenfalls vom Steg (45) getragen wird und das andererseits mit einem Stirnrad (48) als Sonnenrad kämmt, das auf der Stange (35) drehbar lagert, wobei • das Planetenrad (46) eine kleinere Zähnezahl besitzt als das Planetenrad (43), während die Planetenräder (46) und (47) die gleiche Zähnezahl besitzen und das Sonnenrad (48) die 3-fache Zähnezahl besitzt wie das Planetenrad (46), wobei • das Sonnenrad (48) drehfest mit einem Hohlrad (51) verbunden ist, das als Teil eines vierten Planetenradgetriebes mit einem Stirnrad (52) als erstem Planetenrad kämmt, das andererseits mit einem Stirnrad (53) als zweitem Planetenrad kämmt, während das Stirnrad (53) außerdem mit einem Stirnrad (54) als Sonnenrad kämmt, das auf der Stange (35) drehbar lagert, wobei • die Planetenräder (52) und (53) von einem Steg (55) getragen werden, der auf dem schwenkbaren T-Stangenteil (35) befestigt ist, wobei • das Hohlrad (51) die 6-fachge Zähnezahl besitzt wie das Sonnenrad (54), wobei • das Sonnenrad mit einem ersten Tellerrad (61) eines zweiten Kegelradgetriebes fest verbunden ist, wobei • das Tellerrad (61) mit einem zweiten Tellerrad (62) kämmt, das auf dem Querteil (34) der T-Stange (34,35) außerhalb des Kegelrades (32) drehbar lagert, wobei • das Tellerrad (62) außerdem mit einem Tellerrad (63) kämmt, das drehfest mit einem Kegelrad (64) verbunden ist, dessen Verzahnung ausgangsseitig ausgerichtet ist, wobei • das Räderpaar (63, 64) drehbar auf der ausgangsseitigen Speiche (12) gelagert ist und dabei die jeweilige Drehung des Tellerrades (62) aufnimmt, wobei • zum Getriebeausgang dann ein koaxial gelagertes Kegelrad (65) führt, mit dem die Verzahnung des auf der ausgangsseitigen Speiche (12) gelagerten Kegelrades (64) kämmt, und das drehfest auf einer Abtriebswelle (70) befestigt ist, die als Hohlwelle drehbar auf der Antriebswelle (10) lagert, wobei • die Tellerräder (61) und (63) die gleiche Zähnezahl besitzen.
Stufenloses Umlaufrädergetriebe mit schwenkbarer Achse sowie mit stufenlos änderbarer Einstellung des Schwenkwinkels nach Anspruch 1, wobei • auf der Abtriebswelle (70) ein Stirnrad (71) und auf der Antriebswelle (10) ein Hohlrad (72) befestigt ist, wobei • das Stirnrad (71) und das Hohlrad (72) als Eingangsglieder eines nachgeschalteten, fünften Planetenradgetriebes jeweils mit mindestens einem Stirnrad als Planetenrad (73) kämmen, das auf einem Steg (74) drehbar lagert, wobei • das Planetenrad (73) und das als Sonnenrad fungierende Stirnrad (71) die gleiche Zähnezahl besitzen, wobei • der ausgangsseitig angeordnete Steg (74) auf einer Hohlwelle (80) befestigt ist, die als Abtriebswelle des erweiterten Getriebes auf der Antriebswelle (10) drehbar lagert.