Die Erfindung betrifft ein Getriebe mit stufenlos einstellbarer Übersetzung zur Wandlung von
Drehzahlen und Drehmomenten zwischen zwei Wellen. Derartige Wandler finden in der
gesamten Antriebstechnik, insbesondere bei Werkzeugmaschinen und bei Fahrzeugantrieben
Verwendung.
Antriebsmaschinen sind in ihrer mechanischen Leistung drehzahlabhängig. Sie arbeiten
üblicherweise in ihrem wirtschaftlichsten Drehzahlbereich mit günstigem Energieverbrauch
oder im Bereich maximaler abgegebener Leistung. Dagegen sollen die angetriebenen
Maschinen entsprechend ihrer Verwendung bzw. ihrem jeweiligen Betriebszustand unter
schiedliche Drehzahlen aufweisen. Durch Wechselgetriebe mit entsprechenden Übersetzungs
verhältnissen werden deshalb die Drehzahlen von Antriebseinheit und angetriebener
Maschine einander angepaßt. So kann bei optimaler Einstellung des Übersetzungsverhält
nisses der Verlust an Motorleistung gering gehalten werden. Mit Getrieben mit stufenlos
einstellbarer Übersetzung ist bei entsprechendem Wirkungsgrad der Anordnung eine optimale
Übertragung der Drehbewegung bei geringem Leistungsverlust möglich.
Bei derartigen stufenlosen Drehzahlwandlern unterscheidet man entsprechend ihren
Arbeitsprinzipien mechanische, elektrische und hydraulische Wandler.
Mechanische Systeme zur Drehzahlwandlung sind als Reibräder- und Zugmittelgetriebe
bekannt geworden. Bei den Reibrädergetrieben wird die Bewegung (Drehmoment, Drehzahl)
durch Reibungsschluß an rotationssymmetrischen Körpern mit stufenlos veränderbarem
Wirkdurchmesser bzw. -umfang übertragen. Die erforderliche Reibung zwischen den
Reibrädern kann nur durch große Anpreßkräfte erreicht werden. Diese bedingen aber eine hohe
Materialbeanspruchung an den beiden Berührungspunkten bzw. -linien und stellen eine
erhebliche Belastung für deren Lager und die Getriebewellen dar. Reibrädergetriebe sind
zudem mit einem erheblichen Schlupf behaftet, der wiederum einen verringerten Wirkungs
grad der Anordnung zur Folge hat.
Zugmittelgetriebe arbeiten als Kettengetriebe oder Riemengetriebe mit Antriebs- und
Abtriebsgliedern aus je einem Paar Kegelscheiben, die eine Kette bzw. ein Riemen endlos
umhüllt. Sie arbeiten nach dem Prinzip der stufenlosen Verstellung des Wirkdurchmessers
der Kegelscheiben, wobei mindestens eine der Kegelscheiben axial verstellbar ist.
Riemengetriebe werden allerdings nur für kleinere Leistungen genutzt, Kettengetriebe
vorzugsweise bei stationären Maschinen verwendet.
Unter den hydraulischen Getrieben mit stufenlos veränderbarer Drehzahl bestehen die
hydrostatischen Drehzahlwandler aus der Kombination von einer Zellenpumpe und einem
Zellenmotor, wobei die Pumpe eine Flüssigkeit in den Motor befördert und die Drehzahl
des Zellenmotors (Abtriebsteil) von der Fördermenge der Pumpe bzw. der Schluckmenge
des Motors abhängig ist. Bei hydrodynamischen Drehzahlwandlern mit einer Pumpe und
einem Turbinenrad wird zur Kraftübertragung die Flüssigkeitsströmung genutzt.
Die hydraulischen Getriebe sind in großem Maße schlupfbehaftet und erfordern einen hohen
Aufwand.
Ebenso sind elektrische stufenlose Getriebe wegen der nicht unbeträchtlichen Anlagekosten
nur für spezielle Anwendungszwecke geeignet und sollen deshalb hier nicht weiter
berücksichtigt werden.
Zu den mechanischen, stufenlosen Drehzahlwandlern gehören aber auch die Freilaufgetriebe,
oft als Schaltwerksgetriebe bezeichnet, die eine gleichförmige Drehbewegung einer
Antriebswelle in periodische Schwingungen oder ungleichmäßige Drehbewegungen
umformen. Diese werden im Bereich der Geschwindigkeitsspitze mittels Freilauf in eine
gleichgerichtete Drehbewegung der Abtriebswelle umgewandelt. Um die Ungleichmäßigkeit
der Drehbewegung zu verringern und annähernd konstante Übersetzungsverhältnisse zu
erzielen, verwendet man auf der Antriebswelle Koppel- oder auch Kurvengetriebe in
Mehrfachausführung, die zueinander phasenverschoben arbeiten. Durch die Überlagerung der
einzelnen Bewegungskurven erhält man eine mehr oder weniger dicht um einen Mittelwert
schwankende Größe für die Winkelgeschwindigkeit der Abtriebswelle, wobei diese
Schwankungen um so geringer ausfallen, je größer die Zahl der nebeneinander angeordneten
und mit Phasenverschiebung arbeitenden Einzelgetriebe ist.
Die noch vorhandene Ungleichförmigkeit der Drehbewegung kann erhebliche Belastungs
stöße hervorrufen und verursacht dadurch einen hohen Verschleiß und eine geringe
Lebensdauer des Getriebes. Die bekannt gewordenen Schaltwerksgetriebe sind daher auch nur
für geringe mechanische Leistungen ausgelegt.
Es sind aber auch schon Getriebe mit absatzweise treibenden Gliedern vorgeschlagen worden,
die eine prinzipielle Gleichförmigkeit der Übersetzung anstreben. Im Ergebnis sind diese
Lösungen aber entweder nicht zufriedenstellend, nicht genügend verschleißfest oder sie
erfordern einen hohen baulichen Aufwand.
Als eine praktikabel erscheinende Lösung schlägt die DE 33 09 044 A1 ein stufenlos regel
bares, mechanisches Schaltwerkgetriebe vor, bei dem die gleichförmige Drehbewegung der
Antriebswelle in zwei gleich aufgebauten, jedoch phasenverschoben zueinander arbeitenden
Pendelsystemen in Pendelbewegungen und anschließend in je zwei Drehschwingungen umge
formt wird, die einem Winkelgeschwindigkeits-Zeit-Gesetz mit charakteristischen Eigen
schaften gehorchen. In jedem Pendelsystem übertragen Freilaufschalter von jeder der zwei
Drehschwingungen die Bewegungsanteile einer Drehrichtung auf eine Zwischenwelle, die
dadurch eine Drehbewegung mit nur einer Drehrichtung, aber schwankender Winkel
geschwindigkeit ausführt. Die Drehbewegungen der Zwischenwellen der beiden Pendel
systeme sollen dann durch ein Differentialgetriebe zu einer gleichförmigen Drehbewegung
gemittelt werden, die auf die Abtriebswelle übertragen werden kann. Zur stufenlosen Über
setzungseinstellung wird eine als Hubverstellung bezeichnete Vorrichtung verwendet, die - in
Analogie zu der in der hier vorgeschlagenen erfindungsgemäßen Lösung benutzten Über
setzungseinrichtung - die translatorische Pendelbewegung in eine andere ebenfalls transla
torische Pendelbewegung mit konstantem, aber stufenlos einstellbarem (Übersetzungs)-
Verhältnis der Momentangeschwindigkeiten beider Bewegungen umformt, wobei die dort
übertragene Pendelbewegung aber keine gleichförmigen Bewegungsabschnitte aufweist. Der
bauliche Aufwand ist bei derartigen Getriebeanordnungen allerdings beträchtlich.
In der DE-OS 34 11 130 A1 wird ein stufenloser Drehzahlwandler mit einem Kurvenkoppel
getriebe offenbart, bei dem eine mit der Antriebswelle drehfest verbundene Kurbel eine Koppel
(Pleuelstange) zieht, die mit ihrem freien Ende in einer ebenen Kurvenbahn geführt ist. Die
ebene, aber nicht geradlinige Bewegung des freien Endes der Pleuelstange auf der
Kurvenscheibe wird in eine translatorische Bewegung einer Zahnstange, deren geradlinige
Bewegungsbahn mit einem stufenlos einstellbaren Neigungswinkel gegen die Kurvenscheibe
geneigt ist, übertragen. Das Übertragungsgestänge läßt dabei die Zahnstange eine Bewegung
ausführen, die der Bewegung der senkrechten Projektion des freien Endes der Koppel auf die
Bewegungsbahn der Zahnstange entspricht. Das bedeutet, daß die Bewegungskomponente der
ebenen Bewegung des freien Endes der Pleuelstange in einer Koordinatenrichtung proportional
zu der Bewegung der Zahnstange ist, wobei der die Übersetzung charakterisierende
Proportionalitätsfaktor vom Neigungswinkel zwischen Zahnstangenbewegungsbahn und
Kurvenscheibenebene abhängt. Die hierbei - eine konstante Drehgeschwindigkeit der
Antriebswelle voraussgesetzt - angestrebte absatzweise gleichförmige Drehbewegung am
Ausgang des Zahnstangen-Zahnrad-Getriebes (mit stufenlos einstellbarer Drehgeschwindigkeit)
erfordert eine gleichförmige translatorische Bewegung der Zahnstange (mit stufenlos
einstellbarer Geschwindigkeit), die von diesem Getriebe nur durch eine
solche Bewegung des freien Endes der Koppel erreicht werden kann, die absatzweise eine
gleichförmige Bewegungskomponente in einer Koordinatenrichtung besitzt. Jedoch gibt es bei
der Lösung gemäß DE 34 11 130 A1 nur eine gleichförmige Bewegungskomponente, es
existiert keine von der jeweils eingestellten Übersetzung unabhängige, geradlinig
gleichförmige Bewegung.
Ein Nachteil dieser Lösung ist u. a. die geringe Verschleißfestigkeit des Getriebes infolge
schräg beanspruchter Drehgelenke.
In DE-PS 474 205 wird nun eine Variante eines Schaltwerksgetriebes vorgeschlagen, bei dem
die Drehbewegung der Antriebswelle mittels mehrerer auf der treibenden Welle angeordneter
Kurvenscheiben in eine Hin- und Herbewegung von Schubstangen und unter Zwischen
schaltung einer veränderlichen Übersetzungseinrichtung in eine Hin- und Herbewegung von
Zahnstangen umgewandelt wird, die anschließend über Zahnräder und Sperrkupplungen
(Freilaufkupplungen) nacheinander auf die Abtriebswelle einwirken und diese antreiben. Die
Übersetzungseinrichtung besteht aus einem zweiarmigen Hebel mit verstellbarem Drehpunkt
zur Veränderung der jeweils wirksamen Hebellängen und damit auch der Übersetzungsgröße.
Während der Kraftübertragungsphase bewegen sich die Zahnstangen mit gleichbleibender
Geschwindigkeit und können somit die Abtriebswelle mit gleichbleibender Winkel
geschwindigkeit antreiben.
Auch in dem Getriebesystem nach US 45 65 105 erfolgt die Bewegungsübertragung von der
An- auf die Abtriebswelle über mit der antreibenden Welle umlaufenden Kurvenscheiben und
Abtastglieder, welche die Drehbewegung in je eine Translationsbewegung umformen, die
ebenfalls über je einen drehbar gelagerten Hebel mit verstellbarer Drehachse auf je ein
Zahnstangen/Zahnrad-Teilgetriebe übertragen und unter Zwischenschaltung je eines Freilaufs
in eine Drehbewegung der getriebenen Welle umgewandelt wird.
Weiterhin wird in einer Anordnung nach DE-PS 718 316 die gleichförmige Drehbewegung der
Antriebswelle ebenfalls durch ein ebenes Kurvengetriebe in die Hin- und Herbewegung eines
Schubglieds umgeformt, wobei die translatorische Bewegung zeitweise gleichförmig ist. Bei
diesem ebenen Kurventrieb führt allerdings das Eingriffsglied (Kurbel) die Drehbewegung der
Antriebswelle aus, während das Kurvenglied - als Schieber ausgebildet - die Hin- und
Herbewegung vollführt. Die Bewegung des Schiebers soll wiederum über einen zweiarmigen
Hebel in eine geradlinige Bewegung einer Zahnstange übertragen werden, die auf ein
Schaltwerk der Abtriebswelle einwirkt.
Ein wesentlicher Mangel dieser Getriebesysteme nach DE-PS 474 205, US 45 65 105 und
DE-PS 718 316 besteht darin, daß die bei der Umsetzung der Translationsbewegung der
Zahnstange in die Drehbewegung des Zahnrads auftretenden Verschleißerscheinungen, die vor
allem durch Gleitreibungseffekte hervorgerufen werden, gerade im Dauerbetrieb von
beträchtlicher Größe sind und somit die Zuverlässigkeit des Gesamtgetriebes erheblich
beeinträchtigen können. Diese Verschleißerscheinungen betreffen besonders diejenigen
Bereiche der Verzahnung von Zahnstange und Zahnrad, die bei der periodischen Belastung im
Dauerbetrieb häufiger einer besonders großen mechanischen Belastung ausgesetzt sind als
andere Bereiche. Die ungleichmäßige Verteilung des Materialabtrages durch Verschleiß
infolge der ungleichmäßigen Beanspruchung der zur Verfügung stehenden Hubstrecke der
Zahnstange wird noch dadurch verstärkt, daß bei einem - infolge Vergrößerung der
Übersetzungseinstellung - verringerten Hub (Verringerung der Länge der Hubstrecke) die zu
übertragende Kraft - unter der Voraussetzung einer konstanten Übertragungsleistung - noch
zunimmt.
Die starke und vor allem auch ungleichmäßige Abnutzung an den funktionsbestimmenden
Kontaktflächen der Verzahnung hat aber Abweichungen von der gewünschten Relativ
bewegung der Getriebemittel zur Folge, die wiederum die Ursache für einen rasch fort
schreitenden Verschleißprozeß sind. Zusätzlich entsteht eine Ungleichmäßigkeit im Getriebe
lauf mit der Frequenz des Zahneingriffs, weil sich die Flankenbereiche jedes Zahnes
ungleichmäßig abnutzen, wobei die Verschleißvorgänge am Zahnfuß am ausgeprägtesten sind.
Die angeführten Nachteile verringern die Zuverlässigkeit und Betriebsdauer derartiger
Getriebesysteme beträchtlich.
Es ist daher die Aufgabe der Erfindung, ein mechanisches Getriebe mit kontinuierlich
veränderbarem Übersetzungsverhältnis mit möglichst gleichförmiger Übertragung der Dreh
bewegung der Antriebs- auf die Abtriebswelle und möglichst geringen Verschleiß
erscheinungen an den funktionsbestimmenden Kontaktflächen, insbesondere des
abtriebsseitigen Getriebe-Teilsystems, zu schaffen. Dadurch soll sich die Zuverlässigkeit des
Gesamtsystems verbessern sowie dessen maximale Betriebsdauer erhöhen. Weiterhin soll das
mit absatzweise treibenden Gliedern arbeitende mechanische Getriebe zur stufenlosen
Drehzahl- bzw. Drehmomentwandlung für einen Einsatz innerhalb eines großen Bereiches zu
übertragender mechanischer Leistung geeignet sein. Es soll außerdem schlupffrei sein und mit
einem hohen Wirkungsgrad arbeiten.
Erfindungsgemäß erfolgt die Lösung der Aufgabe durch die im Hauptanspruch definierte
Getriebeanordnung mit stufenlos einstellbarer Übersetzung.
Das Getriebe entsprechend der Erfindung besitzt wenigstens zwei Getriebeeinheiten, die - unter
der Voraussetzung gerade konstant gehaltener Übersetzungseinstellung - die gleichförmige
Drehbewegung einer Antriebswelle in solche Drehschwingungen umwandeln, die jeweils einen
Abschnitt gleichförmiger Drehbewegung mit einer stufenlos vorwählbaren Winkel
geschwindigkeit enthalten. Die Getriebeeinheiten sind so aufeinander abgestimmt, daß sich zu
jedem Zeitpunkt wenigstens eine Getriebeeinheit in dem Abschnitt konstanter Dreh
geschwindigkeit befindet und somit auch wenigstens eine Getriebeeinheit die Abtriebswelle
über eine schaltbare oder eine selbstschaltende Kupplung (z. B. Freilauf) gleichförmig treiben
kann. Zur Erzeugung einer derartigen Drehschwingung formt jede Getriebeeinheit die
gleichförmige Drehbewegung der Antriebswelle mit einem ersten Kraftübertragungsmittel in
eine in etwa periodische Bewegung um, die für einen gewissen Zeitabschnitt geradlinig
gleichförmig ist. Durch eine mit einem Übersetzungssteller stufenlos einstellbare
Übersetzungseinrichtung wird diese Bewegung dann in eine andere in etwa periodische
Bewegung umgewandelt, die für wenigstens einen Teil des besagten Zeitabschnittes eine
Translationsbewegung mit einer von der Übersetzungseinstellung abhängigen (anderen)
konstanten Geschwindigkeit darstellt. Diese Bewegung wird nun mittels eines zweiten
Kraftübertragungsmittels in die schon beschriebene Drehschwingung umgeformt.
Im erfindungsgemäßen Getriebeaufbau, bei dem ein Kurvengetriebe die Umwandlung
der übersetzten gleichförmigen Translationsbewegung in die gleichförmige Rotationsbewegung
der getriebenen Welle vornimmt, ist die Materialbeanspruchung der Getriebeelemente infolge
Reibung wesentlich geringer, weil diese hierbei vor allem als Rollreibung auftritt, die um
Größenordnungen kleiner als die Gleitreibung bei der Bewegungsübertragung durch
Zahnstange/Zahnrad bei den obengenannten Getriebesystemen sein kann. Der Materialabtrag
bzw. Verschleiß verringert sich und es verbessert sich dadurch die Arbeitsweise des Gesamt
getriebes hinsichtlich der Gleichförmigkeit seiner Bewegungsabläufe und es erhöht sich dessen
Nutzungsdauer.
Die Erfindung soll anhand von mehreren Ausführungsbeispielen und dazugehörigen
Zeichnungen näher erläutert werden. (Es wird dabei stets vorausgesetzt, daß die
Übersetzungseinstellung über die hier betrachteten Zeitabschnitte gerade konstant gehalten
wird und sich die Antriebswelle gleichförmig dreht.) Es zeigen
Fig. 1a eine Getriebeeinheit eines Getriebes gemäß der Erfindung in Seiten
ansicht,
Fig. 1b das Getriebe nach Fig. 1a in Draufsicht,
Fig. 2a schematisch und in Seitenansicht ein erfindungsgemäßes Getriebe bei ent
fernten Kurvenscheiben 20b, 21b und 22b, bei dem ein Kurvenglied antriebsseitig
(erstes Kraftübertragungsmittel) zwei Getriebeeinheiten antreibt,
Fig. 2b die Fig. 2a in Draufsicht und
Fig. 3 schematisch eine Getriebeeinheit eines Ausführungsbeispiels nach Fig. 1a, b
mit Mitteln zum Massenausgleich und zum Lagerkräfteausgleich in Seitenansicht
(es sind nur die inneren Flanken der Nutkurven von An- und Abtriebsscheibe dar
gestellt).
In den Fig. 1a und 1b ist schematisch ein Getriebe gemäß der Erfindung dargestellt,
dessen zwei Getriebeeinheiten axial nebeneinander angeordnet sind. Aus Gründen der
Übersichtlichkeit zeigt die Fig. 1a allerdings nur eine der beiden, gleich aufgebauten
Getriebeeinheiten. Als ein erstes Kraftübertragungsmittel 1 wird ein ebenes Kurvengetriebe mit
einer Kurvenscheibe als Kurvenglied 2 verwendet, die beidseitig mit einer Nutkurve 3 versehen
ist. Das Kurvenglied ist verdrehfest mit einer Antriebswelle 4 verbunden. Im Lastbereich - in
der Figur der Bereich zwischen Position A und Position B bei rechtsdrehender Scheibe - hat die
Kurvenflanke der Nutkurve die Gestalt einer Kreisevolvente. Unter dem Lastbereich soll der
Bereich der Kurvenflanke verstanden werden, der zur Kraftübertragung bei konstanter
Übersetzungseinstellung dient. Als Eingriffsglied 5 dient ein Hubschlitten mit Kurvenrollen 6.
Das Eingriffsglied wird mittels Rollen 7 entlang von Führungsschienen 8 in einer Führungs
bahn C-C geradlinig geführt. Mit Hilfe von Hebelschienenrollen 9, die im Ausführungs
beispiel auf derselben Achse wie die Kurvenrollen 6 gelagert sind, wird die Bewegung des
Hubschlittens auf ein Hebelsystem mit Hebelschienen 10 übertragen. Das drehbar gelagerte
Hebelsystem bewegt einen Hubschlitten, der als Eingriffsglied 11 für ein zweites
Kraftübertragungsmittel 14 dient. Er ist von gleichem Aufbau wie das Eingriffsglied 5 und
wird durch Führungsschienen 12 in einer Führungsbahn D-D geführt, die parallel zu der
Führungsbahn C-C und den Führungsschienen 8 verläuft. Er treibt mit seiner Kurvenrolle das
Kurvenglied 13 des Kraftübertragungsmittels 14, das analog dem Kurvenglied 2 ausgebildet
ist und Drehschwingungen ausführt. Von diesen Drehschwingungen werden jeweils in der
Kraftübertragungsphase die Abschnitte gleichförmiger Drehbewegung über eine - hier nicht
dargestellte - selbstschaltende oder schaltbare Kupplung auf eine Abtriebswelle 37 übertragen.
Die drehbare Lagerung des Hebelsystems erfolgt in Lagerhaltern 16 mittels durch Kröpfung
versetzt angeordneten Achsstummeln 15. Die Lagerhalter sind an einem Rahmen 17 befestigt,
der unter Verwendung von Gewindespindeln 18 relativ zum Gehäuse verschoben und in der
vorgewählten Position fixiert werden kann. Die Verdrehung der Gewindespindeln erfolgt
immer gleichsinnig und um jeweils gleiche Beträge, z. B. unter Anwendung eines
Kettengetriebes 19.
Unter der Voraussetzung einer gleichförmigen Drehbewegung der Antriebswelle 4 führt das
Eingriffsglied 5 eine schwingende geradlinige Bewegung aus, die in der Kraftübertragungs
phase eine von der Übersetzungseinstellung unabhängige gleichförmige Bewegung darstellt.
Hingegen führt das Eingriffsglied 11 eine schwingende geradlinige Bewegung aus, die in der
Kraftübertragungsphase gleichförmig ist und deren (konstante) Geschwindigkeit von der
jeweiligen Übersetzungseinstellung abhängt. Das Übersetzungsverhältnis bestimmt sich aus
dem Verhältnis der wirksamen Hebellängen des Hebelsystems. Dieses ist wiederum durch das
Verhältnis der Abstände zwischen dem Drehpunkt E des Hebelsystems und den Führungs
bahnen C-C, D-D der Eingriffsglieder definiert. Diese Abstände werden durch die
Positionierung des Rahmens 17 mit Hilfe der Gewindespindeln 18 festgelegt, da der Rahmen
17 die Lagerhalter 16 für die drehbare Lagerung des Hebelsystems trägt. Durch die Verdrehung
der Gewindespindeln kann somit das Übersetzungsverhältnis stufenlos verstellt werden und
innerhalb gewisser Grenzen jeden beliebigen, vorgegebenen Wert annehmen. Die versetzte
Anordnung der Achsstummel 15 ermöglicht es, den Drehpunkt E des Hebelsystems bis zur
Führungsbahn D-D und auch darüber hinaus zu verschieben. Dadurch kann die Abtriebs
drehzahl bis auf den Wert Null abgesenkt und bei einer Ausstattung mit geeigneten
Kupplungen auch eine Umkehr der Drehrichtung der Abtriebswelle 37 (bei unveränderter
Antriebsrichtung) vorgenommen werden.
Das Eingriffsglied des ersten oder zweiten Kraftübertragungsmittels muß nicht - wie oben
beschrieben - zugleich auch das Hubelement sein, das in die Hebelschienen 10 des Hebel
systems eingreift. Eingriffsglied und Hubelement können auch unterschiedliche Bauteile sein,
zwischen denen eine Kraftübertragung erfolgt.
Bei der Verwendung einer schaltbaren Kupplung zwischen dem Kurvenglied 13 des Kraft
übertragungsmittels 14 und der Abtriebswelle 37 kann die Kupplung entsprechend der Ver
drehstellung der Antriebswelle geschaltet werden. Ebenso können bei Verwendung von
selbstschaltenden Kupplungen (z. B. von Freiläufen) Vorrichtungen vorgesehen werden, die in
Abhängigkeit von der Verdrehstellung der Antriebswelle derart in die Kupplung eingreifen,
daß in der Leerlaufphase die Reibung in der Kupplung reduziert und in der Schaltphase das
Kupplungsspiel verringert wird.
In dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 2a und 2b wird ein Getriebe mit zwei Getriebeein
heiten I und II verwendet, die jedoch nicht axial nebeneinander angeordnet sind. Diese
Anordnung ist dadurch möglich, weil nunmehr das Kurvenglied 20 des ersten Kraftüber
tragungsmittels beide Getriebeeinheiten antreibt. Das Kurvenglied 20 besteht aus zwei
synchron sich drehenden, einseitig mit einer Nutkurve versehenen Kurvenscheiben 20a und
20b, die verdrehfest mit der Antriebswelle verbunden sind. Das Kurvenglied 21 des zweiten
Kraftübertragungsmittels der Getriebeeinheit I und das Kurvenglied 22 des zweiten Kraftüber
tragungsmittels der Getriebeeinheit II bestehen ebenfalls aus jeweils zwei synchron sich
drehenden und wie die Kurvenscheiben 20a und 20b aufgebauten Kurvenscheiben 21a und
21b bzw. 22a und 22b.
Infolge des geteilten Aufbaus der Kurvenglieder müssen die Eingriffsglieder 23, 24, 25 und
26, die zugleich als Hubelemente für die Übersetzungseinrichtung dienen, nicht mehr - wie im
Beispiel nach Fig. 1 - als Hubschlitten oder Schieber ausgeführt werden, sondern können
auch als einfache Achsen mit mehreren, auf ihnen drehbar gelagerten Rollen ausgebildet sein.
Dadurch wird die geradlinig gleichförmige Bewegung entsprechend dem grundlegenden
Funktionsprinzip der Getriebeanordnung nur von den Mittelachsen der Eingriffsglieder aus
geführt.
Im Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 werden zwei axial nebeneinander angeordnete Getriebe
einheiten verwendet, von denen hier jedoch nur eine dargestellt ist. Zur Verhinderung von
störenden Einflüssen durch Massenträgheitskräfte auf das Gestell weist das antriebsseitige
Kurvenglied 27 zwei Nutkurven 28 und 29 auf, deren Kurvenflanken so gestaltet sind, daß
die Eingriffsglieder 30 und 31 zu jedem Zeitpunkt eine Translationsbewegung mit gleichem
Geschwindigkeitsbetrag, aber in entgegengesetzter Richtung ausführen.
Im Lastbereich besitzen die Kurvenflanken die Form einer zum gleichen erzeugenden Kreis
gehörigen Kreisevolvente. Jedes der beiden Eingriffsglieder 30 bzw. 31 treibt ein Hebel
system 32 bzw. 33, welches abtriebsseitig auf ein Eingriffsglied 34 bzw. 35 einwirkt. Die
Eingriffsglieder 34, 35 liegen zentralsymmetrisch zur Drehachse eines Kurvengliedes 36,
dessen zwei Nutzflanken die Form von zwei ebenfalls zentralsymmetrisch angeordneten
Kreisevolventen haben. Die Eingriffsglieder 34 und 35 übertragen beide die Kraft auf das
Kurvenglied 36, das wiederum absatzweise mit der Abtriebswelle gekoppelt ist.
Die Eingriffsglieder 30 und 31 sowie 34 und 35 befinden sich - wie auch die beiden Hebel
systeme 32 und 33 - ständig im gleichen, jedoch entgegengesetzt gerichteten Bewegungs
zustand. Ihre Massenträgheitskräfte kompensieren sich daher weitgehend und können dadurch
auch kaum über das Gehäuse nach außen hin negativ wirksam werden.
Durch die paarige Anordnung werden außerdem die Kräfte, die die Eingriffsglieder auf die
Kurvenglieder übertragen, im wesentlichen in auf die An- und die Abtriebswelle einwirkende
Drehmomente umgewandelt und damit deren Lager entlastet.