DE19758370A1

DE19758370A1 - Stufenlos schaltbares Zahnradgetriebe

Info

Publication number: DE19758370A1
Application number: DE1997158370
Authority: DE
Inventors: Johannes Osterrath
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1997-12-24
Filing date: 1997-12-24
Publication date: 1999-07-15

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 η_Gesamt = η_Motor η_Getriebe η_{Arbeitsmaschine} 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 F_r = µ F_n 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.

2. Stand der Technik bei stufenlos schaltbaren, formschlüssigen Getrieben

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.

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).

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.

3. Eigenschaften des Patentgegenstandes

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.

4. Wirkprinzip

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 = r_Hohlrad - (r_Planet + r_Torus).cosα

5. Die Torusverzahnung

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.

6. Fertigung von Torusverzahnungen

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.

7. Funktionsweise des Getriebes

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.

8. Berechnung des Übersetzungsverhältnisses

Das Übersetzungsverhältnis i_gesamt 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 i_gesamt lautet dann wie folgt:

umgeformt:

n_Querwelle = n_Steg.i₂.i_var

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°): i_var = 3, i_gesamt = 1.(-2).3 + 1 = -5
Kronenläufer (Schwenkwinkel = 90°): i_var = 2, i_gesamt = 1.(-2).2 + 1 = -3
Innenläufer (Schwenkwinkel = 180°): i_var = 1, i_gesamt = 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

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.