DE19758370A1 - Stufenlos schaltbares Zahnradgetriebe - Google Patents
Stufenlos schaltbares ZahnradgetriebeInfo
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Description
Gleichförmig übersetzende Getriebe dienen zur Anpassung von Motordrehzahl
und -drehmoment an die Erfordernisse der anzutreibenden Arbeitsmaschine.
Sollen Drehmoment und Drehzahl über die Fähigkeiten des Motors hinaus varia
bel sein, sind Schaltgetriebe erforderlich. Auch Lenkgetriebe in Kettenfahrzeugen
bedürfen der Schaltbarkeit, um unterschiedliche Kurvenradien fahren zu können.
Aus den im weiteren dargestellten Gründen sind Schaltgetriebe meist gestuft aus
geführt. Der Konstrukteur steckt dabei in dem Dilemma, einerseits aus Gründen
des Aufwands und der Bedienbarkeit nur wenige Schaltstufen vorzusehen, ande
rerseits jedoch viele zur lückenlosen Leistungsübertragung und wirtschaftlichen
Betriebsweise. Diesem Zielkonflikt will man daher seit langem mit stufenlos
schaltbaren Getrieben entfliehen, weil diese Bedienungskomfort mit optimaler
gegenseitiger Anpassung von Kraft- und Arbeitsmaschine verbinden. Optimal
heißt z. B., den Gesamtwirkungsgrad der Anlage ηGesamt = ηMotor ηGetriebe ηArbeitsmaschine
zu maximieren. Die heutigen stufenlos schaltbaren Getriebe, auch CVT-Getriebe
genannt (Continuous Variable Transmission), erfüllen diesen Zweck zumindest
teilweise. Sie besitzen allerdings wegen ihrer reibschlüssigen Kraftübertragung so
viele Nachteile, daß sie die Stufenschaltgetriebe bisher nicht ersetzen konnten.
Das CVT-Getriebe dieser Patentanmeldung dagegen überträgt die Leistung form
schlüssig und vermeidet damit diese Nachteile, welche sind:
1.) Bei stufenlos schaltbaren mechanischen Getrieben wird die Bewegung meist
durch Reibschluß übertragen. Hierbei entspricht die maximal übertragbare Um
fangskraft der Reibkraft, die bei maximal zulässiger Normalkraft gemäß Fr = µ Fn
entsteht. Mit µ = 0,1 bei Stahl auf Stahl als Reibpartner beträgt die Umfangskraft
daher nur ein Zehntel der zulässigen Normalkraft, die für Zahnradpaarungen gilt.
Daraus resultieren bei gleichem Getriebegewicht Übertragungsleistungen von
nicht einmal 10% gegenüber Zahnradgetrieben; oder mit anderen Worten, bei
gleicher Übertragungsleistung wiegen Reibradgetriebe das Zehnfache, eine Tat
sache, die sich nicht zuletzt in den Kosten widerspiegelt. Des weiteren vermindert
die ausschließliche Punktberührung der Wälzkörper bei Reibradgetrieben die
Umfangskraft bei voller Ausnutzung der zulässigen Hertzschen Pressung gegen
über linienförmiger Berührung der Zahnflanken bei Zahnradgetrieben. Diese
ungünstige Belastung führt leicht zur Oberflächenzerrüttung der Wälzflächen, so
daß Reibradgetriebe nur bis zu einer übertragbaren Leistung von 10 bis 50 kW (je
nach Bauart) verwendbar sind.
2.) Ferner entsteht ein Schlupf zwischen den Reibpartnern, der erstens dem
Wirkungsgrad empfindlich schadet, und zweitens eine häufig gewünschte dreh
zahltreue Leistungsübertragung vereitelt. Da die Wälzkörper unter Ölschmierung
arbeiten, sind die Traktionskoeffizienten klein, sowie von der Wälzgeschwindig
keit abhängig.
3.) Die hohe Oberflächenbelastung zwingt zur Verwendung von additivierten
Spezialschmierstoffen, deren Entsorgung ökologische Probleme aufwirft.
4.) Weiterhin sind Reibkörpergetriebe über ihrem Stellbereich nicht gleichmäßig,
d. h. maximal belastbar, sowie nicht im Stillstand schaltbar.
5.) Stufenlos schaltbare hydraulische Getriebe sind aufwendig und weisen
ebenfalls einen niedrigen Wirkungsgrad auf.
Aus den genannten Gründen gab es immer wieder Ansätze, stufenlose Getriebe
mit formschlüssiger Kraftübertragung zu vereinen:
- a) Schaltwerkgetriebe
- b) Schiebeplättchengetriebe
- c) formschlüssige Getriebe mit variablen Wälzpartnern:
1.) Festigung der Zähne durch ein Magnetfeld
2.) Formbare Elemente, z. B. aus Elastomeren (Gummi)
3.) Festigung der Zähne durch wirkende Kräfte, z. B. die Fliehkraft.
2.) Formbare Elemente, z. B. aus Elastomeren (Gummi)
3.) Festigung der Zähne durch wirkende Kräfte, z. B. die Fliehkraft.
Zu a) Stufenlos schaltbare Schaltwerksgetriebe wandeln die gleichförmige Dre
hung der Antriebswelle in die Schwingbewegung einer Zwischenwelle und über
tragen sie von dort über einen Freilauf auf die Abtriebswelle. Wegen der pulsie
renden Funktionsweise konnte sich dieser Getriebetyp nicht durchsetzen.
(genaue Beschreibung in: F. W. Simonis: Stufenlos verstellbare mechanische
Getriebe; 2. Auflage 1959, Springer; S. 135 ff.).
Zu b) Das Schiebeplättchengetriebe ist von seiner Art her ein Doppelkegel
scheiben-Umschlingungsgetriebe. Hierbei sind die Doppelkegelscheiben radial
profiliert. In den Gliedern der Umschlingungskette befinden sich Pakete aus quer
verschieblichen Blechplättchen. Diese rücken beim Einlaufen der Kette axial in
die Nuten der Doppelkegelscheiben ein, so daß sie die Tangentialkraft auf die
Kette bzw. die Abtriebswelle formschlüssig übertragen. Mit dem Umschlin
gungsradius der Kette variiert die Größe der radial verlaufenden Nuten. Daher
schieben sich die Plättchen in den Kettengliedern bei jedem Einlaufen in die
Kegelscheiben von Neuem quer in die Nuten. Dieser zyklische Formwechsel
begrenzt Drehzahl und übertragbare Leistung auf ca. 500 min-1 und 15 kW.
Ähnlich wie das Schiebeplättchengetriebe mit Lamellenverzahnungskette funk
tioniert das Kladek-Getriebe. Dies ist zwar kein Umschlingungsgetriebe, arbeitet
aber auch mit querverschieblichen Stahlplättchen, die sich in die Nuten von
Kegelrädern einschieben und Tangentialkräfte formschlüssig übertragen. Diesem
Getriebe haften die gleichen Mängel an, wie oben (aaO.; S. 129).
Zu c) Diese Getriebe arbeiten pseudoformschlüssig, da ihre Kraftübertragungs
elemente durch besondere Wirkmechanismen ihre Form aus einem formlosen
Zustand heraus erhalten. Diese können sein:
1.) Magnetismus
2.) Hydraulischer Druck
3.) Pneumatischer Druck
4.) Fliehkräfte
5.) Mechanische Kräfte im engeren Sinne ( z. B. durch Andrücken eines flexiblen Körpers gegen eine feste Form).
1.) Magnetismus
2.) Hydraulischer Druck
3.) Pneumatischer Druck
4.) Fliehkräfte
5.) Mechanische Kräfte im engeren Sinne ( z. B. durch Andrücken eines flexiblen Körpers gegen eine feste Form).
Derartige Getriebe konnten sich bisher ebenfalls nicht durchsetzen. Die Gründe
liegen in der ungenügenden Größe der auszuübenden Kräfte und der mangel
nden technischen Erprobung. Die Leistungs- und Anwendungsgrenzen sind
dadurch eng gesteckt.
Zu erwähnen sind ferner die sogenannten Leistungsverzweigungsgetriebe, bei
denen ein kleiner Teil der Leistung im Normalfall über ein stufenlos schaltbares,
reibschlüssiges Doppelkeilscheiben-Umschlingungsgetriebe fließt (sog. PIV-Ge
triebe, Positive-Infinite-Variable). Er vereinigt sich danach, normalerweise über
ein Hohlrad, wieder mit dem Hauptleistungsstrang. Die stufenlose Übersetzungs
änderung im Nebenzweig verstellt somit die Endabtriebsdrehzahl, allerdings nur
reibschlüssig.
Das hier beschriebene CVT-Getriebe vermeidet die dargestellten Nachteile. Es ist
stufenlos unter Last schaltbar, sowohl bei Bewegung, als auch in Ruhe. Es weist
im gesamten Übersetzungsbereich und Drehzahlspektrum einen ähnlich hohen
Wirkungsgrad auf wie Handschaltgetriebe, weil es Drehzahl und -moment
formschlüssig überträgt. Das Nichtvorhandensein von Schlupf ermöglicht das
exakte Synchronisieren mehrerer Maschinenbewegungen bei gleichzeitiger
stufenloser Schaltbarkeit. Es bietet einen ähnlichen Stellbereich wie heutige
PKW-Getriebe bzw. Reibradgetriebe und verursacht beim Abtrieb wegen seiner
Stufenlosigkeit keine Leistungslücken über der Drehzahl. Ein Verbrennungsmotor
kann daher stets im Punkt größter Wirtschaftlichkeit und/oder geringster
Emissionen (Motorkennfeld oder Muscheldiagramm) betrieben werden.
Energieverbrauch und Umweltverschmutzung sinken dadurch uni ca. 10%. Da
schon bisherige CVT-Getriebe den Gesamtwirkungsgrad maximierten, kann
dieser durch den höheren eigenen Wirkungsgrad nochmals gesteigert werden.
Die Steigerung des Motorwirkungsgrades durch den Betrieb im Bestpunkt des
Motorkennfeldes wird nicht mehr teilweise durch Schlupf im CVT-Getriebe
zunichte gemacht. Es baut zudem kleiner, leichter und billiger als heutige gestufte
Zahnradgetriebe, seien sie automatisch oder manuell betätigt. Ein Kraftfahrzeug
fahrer genießt bei automatisierbarer, stufenloser Schaltung einen wesentlich
höheren Komfort gegenüber gestuften Getrieben, einmal durch Entlastung von
der Schaltarbeit, zum zweiten durch Wegfall des Schaltruckens nach Zugkraft
unterbrechungen. Das Fahrzeug gewinnt zudem an Spurtfreudigkeit (Beschleuni
gungsvermögen), weil das Getriebe keine Zugkraftlücken aufweist.
Das Wirkprinzip dieses Getriebes eignet sich aufgrund der Formschlüssigkeit für
einen Leistungsbereich bis zu mehreren 100 kW. Hieraus und durch seine
Kompatibilität zu vielen Antrieben ergibt sich eine große Anwendungsbreite. Es ist
ebenso automatisierbar wie bisherige Getriebe (Getriebemanagement).
Durch ein nachgeschaltetes Planetengetriebe können Kupplung und Rückwärts
gang bei Kraftfahrzeugen wegfallen. Das Anfahren von Maschinen aller Art
vereinfacht sich dadurch wesentlich.
Das Getriebe eignet sich auch für Fahrräder und wegen seiner Stufenlosigkeit gut
als Lenkgetriebe in Kettenfahrzeugen.
Wie alle Rädergetriebe beruht die Erfindung auf dem Hebelgesetz, wonach das
zu übertragende Drehmoment mit der Länge des übertragenden Hebels bzw. mit
dem Zahnradradius steigt. Die Umfangsgeschwindigkeit eines Rotors bei konstan
ter Drehzahl (bzw. Winkelgeschwindigkeit) steigt dabei mit wachsendem Radius;
oder umgekehrt ausgedrückt, mit wachsendem Radius des Abtriebsrades sinkt
dessen Drehzahl bei konstanter Umfangsgeschwindigkeit des Antriebsrades.
Bei der Erfindung handelt es sich um ein "offenes" Planetengetriebe, bei dem das
Drehmoment von einer zentralen Eingangswelle zum Planeten geführt wird. In
einem feststehenden, torusverzahnten Hohlrad kreist dieser, der auf einem Plane
tenträger oder Steg drehbar gelagert ist. Der Planet sei angetrieben, der Steg sei
der Abtrieb. Die Torusverzahnung ermöglicht ein Schwenken des Planeten um
den Torus, so daß er nicht nur innerhalb des Hohlrads, sondern auch darauf wie
auf einem Kronenrad und auch außerhalb des "Hohlrads" kreisen kann. In jedem
Fall kämmen die Zähne miteinander. Durch das Schwenken des Planeten ver
ändert sich der Umlaufradius, d. h. der Abstand von Planetenmitte zur Drehachse
des Steges (Getriebemitte). Ein idealisiertes Beispiel möge dies verdeutlichen:
Bei halber "Hohlrad"-Größe des Planeten braucht der Planet als Innenläufer im
Hohlrad für eine Stegumdrehung eine gegensinnige Umdrehung. Kreist der Planet
auf dem "Hohlrad", so braucht er für eine Stegumdrehung schon zwei eigene
Umdrehungen. Als Außenläufer muß er sich sogar dreimal drehen für eine
Umkreisung. Das Übersetzungsverhältnis ändert sich also durch das Schwenken
des Planeten. Wie der Umlaufradius x vom Schwenkwinkel α abhängt, zeigt
folgende Formel (s.a. Abb. 1):
x = rHohlrad - (rPlanet + rTorus).cosα
Es gibt korrekt kämmende Evolventenverzahnungen für Innen- und Außenzahn
räder, aber auch für konische Innen- und Außenverzahnungen. Dann gibt es auch
Zahnräder, die stufenlos von der Stirnradinnenverzahnung über die konische
Innenverzahnung, die Kronenradverzahnung, die konische Außenverzahnung in
die Stirnradaußenverzahnung übergehen. Diese Verzahnung heißt wegen ihrer
ringförmigen Gestalt Torusverzahnung. Man kann Stirnrad- oder Kronenradver
zahnung auch als Sonderfälle der Torusverzahnung auffassen (s.a. Abb. 2).
Letztere wird in Theorie, Eigenschaften und Fertigung ausführlich in Roth/Tsai:
"Evolventenverzahnungen mit extremen Eigenschaften", Antriebstechnik 3/97, S.
82, beschrieben.
Ein torusverzahntes Rad kann sowohl mit einem Stirnrad, als auch mit einem
Torusrad kämmen. Der Achswinkel der kämmenden Zahnräder kann während des
Laufs und unter Belastung durch Schwenken von 0° bis 180° verstellt werden.
Das "Hohlrad" sei beispielsweise ein Torusrad mit einer Verzahnung über 180°,
d. h. die Zähne reichen von ganz innen bis ganz außen. Der stirn- oder torus
verzahnte Planet wird zur Verstellung des Achswinkels um den Umlenkpunkt
geschwenkt. Der Eingriff der Zähne geschieht nur in dem Stirnschnitt, der durch
den Umlenk- oder Schwenkpunkt verläuft. Dieser Stirnschnitt ist dabei um den
Schwenk- oder Toruswinkel geneigt. Der Toruswinkel sei außen mit 0°, innen mit
180° definiert (s.a. Abb. 3, aus Roth/Tsai). Beim Schwenken des Planeten oder
Variieren des Toruswinkels ändert sich der Eingriffswinkel.
Die Zahnflanken der Torusverzahnung sind außen konvex, innen konkav
gekrümmt. Die Zahnkopfdicke des Torusrades vergrößert sich von außen nach
innen. Profilverschiebungen und Bezugsprofil variieren über dem Toruswinkel.
Dadurch ändert sich auch der Eingriffswinkel beim Schwenken des Planeten. Für
Übersetzungen ins Schnelle braucht man große Eingriffswinkel, ins Langsame
dagegen kleine. Hiernach sind die Profilverschiebungen auszurichten, sowie nach
den geometrischen Grenzen des Torusrades. Diese sind: Unterschnittgrenze
beim größten Toruswinkel, Spitzwerden der Zähne bei kleinen Toruswinkeln,
Interferenz bei größtem Toruswinkel und Mindestüberdeckung bei kleinstem
Toruswinkel.
Bei Paarung zweier gleicher Torusräder besteht auch die Möglichkeit, den Modul
über dem Toruswinkel zu verändern. Bei Paarung ungleicher Torusräder muß der
Planet nicht nur um den Schwenkpunkt des Hohlrades, sondern auch um den
eigenen Umlenkpunkt geschwenkt werden (s.a. Abb. 4, aus Roth/Tsai). Dazu ist
eine eigene Verstellapparatur vorzusehen.
Weil für jeden Toruswinkel eine eigene Profilverschiebung und ein eigenes
Bezugsprofil vorliegt, bietet sich das Revacycle-Räumen an. Hierbei rotiert ein
kreisförmiges Räumwerkzeug, sozusagen eine Räumscheibe, und erzeugt dabei
pro Umdrehung eine Zahnlücke. Nach einem Durchgang besteht eine Lücke und
eine Pause zwischen dem letzten Schlichtzahn und dem ersten Schruppzahn, in
der das Werkstück um einen Zahn weitergedreht wird. Beim Räumen wird es
zusätzlich um die Umlenkachse der Torus geschwenkt. Alle Bewegungen sind
miteinander synchronisiert. Für Verzahnungen von 180° und mehr kann eine
innenverzahnte Räumscheibe zum Einsatz kommen. Dann muß aber entweder
diese oder das Werkstück geteilt sein.
Ein Motor treibt über den Planeten (1) an, der Steg (2) ist Abtrieb (oder kinemat.
Umkehr), das "Hohlrad" (3) stellt für den Planeten die Rastpolbahn dar. Der
Antrieb des kreisenden und schwenkbaren Planeten bereitet Schwierigkeiten, weil
ein angeschlossener Motor ebenfalls mitkreisen und gleichzeitig -schwenken
müßte. Neben einer kreisenden und biegsamen Antriebswelle, die kaum zu
realisieren sein dürfte, bietet sich folgende Lösung an: Das "Hohlrad" (3) habe
eine Torusverzahnung von 0° bis 180°, also von ganz außen bis ganz innen. Der
Planet (1) sei torusverzahnt von +90° bis -90°(s.a. Abb. 5). Er wird angetrieben
durch ein Stirnrad (4) (Zylinderrad), das mit dem torusverzahnten Planeten
kämmt. Die Stirnradwelle (5) steht bei jedem Schwenkwinkel des Planeten, also
immer, senkrecht zur Achse des "Hohlrades". Diese ist die Getriebehauptachse.
Das Stirnrad (4) kreist mit dem Planeten (1) um diese Hauptachse. Der Planet ist
sowohl mit dem Stirnrad (4), als auch mit dem "Hohlrad" (3) im Eingriff. Bei einem
Schwenkwinkel von 0° kreist der Planet außen um das "Hohlrad". Das Antriebs
stirnrad steht dann im Winkel von +90° zur Torusverzahnung des Planeten. Zur
Verstellung schwenkt eine Vorrichtung den Planeten um den Schwenkpunkt der
"Hohlrad"-Torusverzahnung. Abb. 4 zeigt diesen Vorgang. Wie schon erwähnt
muß der Planet zusätzlich aus verzahnungstechnischen Gründen um den
Umlenkpunkt der eigenen Torusverzahnung geschwenkt werden, sofern der
Planet kleiner ist als das "Hohlrad". Dies ist meist der Fall. Bei Schwenkung des
Planeten von 0° bis 180° schwenkt das Stirnrad dann von +90° über 0° auf -90°
relativ zum Planeten. Drehzahl und Drehsinn bleiben selbstverständlich konstant.
Der Antrieb des Stirnrades erfolgt vom Motor über eine Kegelradstufe, beispiels
weise 1 : 1. Die Motorwelle (6) und das motorseitige Kegelrad (7) liegen auf der
Getriebehauptachse. Das zweite, abtreibende Kegelrad (8) treibt über eine
Querwelle (5) oder Stirnradwelle (5) das Stirnrad und damit den Planeten an.
Diese Querwelle kreist mit dem zweiten Kegelrad (8), dem Stirnrad (4) und dem
Planeten (1) um die Getriebehauptachse, und zwar mit der Steg- bzw. Abtriebs
drehzahl des Getriebes. Die Kegelräder sind so immer im Eingriff und der Antrieb
damit gewährleistet (s.a. Abb. 6).
Wegen der Schwenkbarkeit des Planeten ist die Querwelle in ihrer Länge
variabel. Auch die Länge der Motorwelle ist veränderbar, so daß sich beim
Verstellen der Übersetzung die Kegelradstufe mit der Querwelle in Richtung der
Getriebehauptachse verschiebt. Der Planet ist radial und axial im Steg beweglich
angeordnet, um ein Schwenken um das ringförmige Hohlrad zu erlauben.
Tangential ist er allerdings fixiert, damit er Drehmoment an die Stegwelle (9)
übertragen kann. Diese ist Abtriebs- und Ausgangswelle und wie die Eingangs
welle (6) zentral.
Durch das Kreisen des zweiten Kegelrades mit der Stegdrehzahl wird seine
Drehzahl von der Stegdrehzahl beeinflußt. Diese Beeinflussung erfolgt selbst
stärkend oder selbstschwächend, je nachdem, in welchem Sinn der Antrieb dreht.
Treibt der Motor gegensinnig zum Getriebeabtrieb, forciert die Stegdrehung die
Drehzahl der Querwelle, was eine Verstärkung zur Folge hat.
Das Übersetzungsverhältnis igesamt des Getriebes berechnet sich wie folgt: Der
Anschaulichkeit halber sei zuerst die variable Stufe vom Planeten zum Steg
betrachtet. Der Planet sei halb so groß wie das "Hohlrad". Kreist der Planet als
Außenläufer (Schwenkwinkel = 0°) lautet die Übersetzung:
als Kronenläufer (Schwenkwinkel = 90°):
als Innenläufer (Schwenkwinkel = 180°):
Weil das Rad hier Hohlrad ist, ist seine Zähnezahl negativ einzugeben. Das Über
setzungsverhältnis ändert nicht sein Vorzeichen beim Schwenken des Planeten,
weil das Stirnrad (4) in jeder Planetenlage senkrecht steht. D.h., daß die
Antriebswelle sich konstant dreht, und die Abtriebswelle (Stegwelle) nur ihre
Drehzahl ändert, nicht aber ihren Drehsinn beim Schwenken des Planeten. Der
Schwenkwinkel des Planeten und damit der Stellbereich lassen sich natürlich
auch auf weniger als 180° beschränken.
Die Gesamtübersetzung igesamt lautet dann wie folgt:
umgeformt:
nQuerwelle = nSteg.i2.ivar
eingesetzt in (1):
Das i1 (Kegelradstufe) betrage zum Beispiel +1, das i2 betrage -2 (Stirnradstufe),
und der Planet sei halb so groß wie das "Hohlrad". Daraus resultiert der Stell
bereich:
Außenläufer (Schwenkwinkel = 0°): ivar = 3, igesamt = 1.(-2).3 + 1 = -5
Kronenläufer (Schwenkwinkel = 90°): ivar = 2, igesamt = 1.(-2).2 + 1 = -3
Innenläufer (Schwenkwinkel = 180°): ivar = 1, igesamt = 1.(-2).1 + 1 = -1.
Außenläufer (Schwenkwinkel = 0°): ivar = 3, igesamt = 1.(-2).3 + 1 = -5
Kronenläufer (Schwenkwinkel = 90°): ivar = 2, igesamt = 1.(-2).2 + 1 = -3
Innenläufer (Schwenkwinkel = 180°): ivar = 1, igesamt = 1.(-2).1 + 1 = -1.
Das Getriebe besitzt also einen Stellbereich von -5 bis -1 (Spreizung von 5) und
erfüllt hiermit selbst die Anforderungen eines Kraftfahrzeuges. Die Rechnung ist
leicht idealisiert, weil die Radien der Torusverzahnungen im Verhältnis zum
"Hohlrad"-Radius sehr klein sind und daher vernachlässigt werden können.
Positiv ist weiterhin, daß Eingangs- und Ausgangswelle Zentralwellen sind.
Ein Massenausgleich ist durch eine Auslegermasse oder besser durch mehrere
Planeten leicht erreichbar. Mehrere Planeten haben ferner den Vorteil der
Leistungsaufteilung.
Claims (13)
1. Patentgegenstand dadurch gekennzeichnet, daß mindestens ein Planetenrad
sowohl im Lauf, als auch in Ruhe und auch unter Last um ein torusverzahntes
Rad ("Hohlrad"), das für den Planeten die Rastpolbahn darstellt, mittels einer
Schaltvorrichtung stufenlos geschwenkt werden kann, so daß sich der Umlauf
radius des/der kreisenden Planeten und damit das Übersetzungsverhältnis des
Getriebes stufenlos ändert.
2. Patentgegenstand nach 1, dadurch gekennzeichnet, daß der oder die Planeten
im Fall der Übersetzung ins Langsame angetrieben werden, und der Steg Plane
tenträger) den Abtrieb darstellt.
3. Patentgegenstand nach 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Umlauf-
bzw. Planetenrad ständig im Zahneingriff mit dem "Hohlrad" (Rastpolrad) ist,
so daß Drehmoment und Drehzahl formschlüssig übertragen und gewandelt
werden.
4. Patentgegenstand nach 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das "Hohlrad"
Rastpolrad) mit einer Torusverzahnung versehen ist, deren Toruswinkel so weit
reicht, wie der gewünschte Schwenkwinkel des Planeten beträgt.
5. Patentgegenstand nach 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß der oder die
Planeten stirn- oder torusverzahnt sind und mit dem "Hohlrad" oder Rastpol
rad kämmen.
6. Patentgegenstand nach 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Torusver
zahnung des Planeten einen anderen Winkel umspannen kann, als die des
Rastpolrades.
7. Patentgegenstand nach 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Planet
oder die Planeten von einer zentralen Antriebswelle über Kegelradstufe,
Querwelle und Zahnrad angetrieben werden.
8. Patentgegenstand nach 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Querwelle zu
sammen mit dem Antriebsrad und dem Planeten mit der Stegdrehzahl kreist.
9. Patentgegenstand nach 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß Antriebs-
und Abtriebswelle zentrisch auf der Getriebehauptachse liegen.
10. Patentgegenstand nach 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Umlauf
radius des kreisenden Planeten durch ein eigenständiges Planetengetriebe in
Ruhe und Betrieb verstellt, und das Hauptgetriebe damit geschaltet werden
kann.
11. Patentgegenstand nach 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Planet
oder die Planeten von einer zentralen Antriebswelle über eine torusverzahnte
Stufe, eine neigbare Querwelle und ein Zahnrad angetrieben werden.
12. Patentgegenstand nach 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß sich das
Drehmoment des/der Planeten auf dem "Hohlrad" abstützt.
13. Patentgegenstand nach 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Planet
durch einen Motor in seiner Nabe angetrieben wird.
Priority Applications (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE1997158370 DE19758370A1 (de) | 1997-12-24 | 1997-12-24 | Stufenlos schaltbares Zahnradgetriebe |
DE1998102707 DE19802707A1 (de) | 1997-12-24 | 1998-01-24 | Stufenlos schaltbares Zahnradgetriebe |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE1997158370 DE19758370A1 (de) | 1997-12-24 | 1997-12-24 | Stufenlos schaltbares Zahnradgetriebe |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE19758370A1 true DE19758370A1 (de) | 1999-07-15 |
Family
ID=7853669
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE1997158370 Withdrawn DE19758370A1 (de) | 1997-12-24 | 1997-12-24 | Stufenlos schaltbares Zahnradgetriebe |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
DE (1) | DE19758370A1 (de) |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
FR2847633A1 (fr) * | 2002-11-21 | 2004-05-28 | Jean Marie Hanssart | Dispositif permettant de faire varier la vitesse de rotation d'engrenages parfaitement equilibres par rapport a leur axe de rotation principal et comportant des dentures a profil variable |
DE102018001933A1 (de) | 2018-03-05 | 2019-09-05 | Günter Mehnert | Stufenloses Umlaufrädergetriebe mit schwenkbarer Achse |
-
1997
- 1997-12-24 DE DE1997158370 patent/DE19758370A1/de not_active Withdrawn
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
FR2847633A1 (fr) * | 2002-11-21 | 2004-05-28 | Jean Marie Hanssart | Dispositif permettant de faire varier la vitesse de rotation d'engrenages parfaitement equilibres par rapport a leur axe de rotation principal et comportant des dentures a profil variable |
DE102018001933A1 (de) | 2018-03-05 | 2019-09-05 | Günter Mehnert | Stufenloses Umlaufrädergetriebe mit schwenkbarer Achse |
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