DE19804011A1

DE19804011A1 - Infinitely adjustable roller gear

Info

Publication number: DE19804011A1
Application number: DE1998104011
Authority: DE
Inventors: Georg Albersinger
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1998-02-02
Filing date: 1998-02-02
Publication date: 1999-08-05
Also published as: WO1999039115A1

Abstract

The invention relates to infinitely adjustable rolling-contact gears, preferably for use in vehicle manufacture, comprising at least one tapered disk (10, 11; 100, 110), a group of rotationally mounted planetary rollers (3; 30) which have at least one conical running surface (3a; 30a), and at least one group of double-cone-shaped, rotationally mounted intermediate rollers (5) which can be displaced longitudinally and are positioned between the planetary rollers (3; 30) and the tapered disk (10, 11; 100, 110). The tapered disks, planetary rollers and intermediate rollers are arranged in a rotationally symmetrical manner in relation to the longitudinal gear axis (1a). The running surfaces (10a, 11a; 110a; 3a; 30a) of the tapered disk (10, 11; 100, 110) and planetary rollers (3; 30) facing each other are embodied such that the cutting plane lines (FL1, FL2) of said running surfaces extending through the longitudinal gear axis (1a) in cutting planes are parallel to each other. The rotational axes (6a) of the intermediate rollers (5) are positioned at an angle to the cutting plane lines (FL1, FL2) of corresponding conical running surfaces (10a, 11a; 100a, 110a; 3a; 30a) of the tapered disk (10, 11; 100, 110) and planetary rollers (3, 30). The rotational axes (6a) of all intermediate rollers (5) of each group of intermediate rollers can be displaced jointly in relation to the tapered disk (10, 11; 100, 110) and the planetary rollers (3, 30) parallel to the longitudinal gear axis (1a), resulting in a change in the transmission ratio of the rolling-contact gears (1).

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein stufenlos verstellbares Wälzgetriebe.The invention relates to a continuously variable rolling gear.

Auf dem Gebiet von stufenlos verstellbaren Antrieben für Fahrzeuge und Maschinen sind eine Vielzahl von Lösungen bekannt. Im Falle von Getrieben, die auf dem Reibkraftprinzip beruhen, arbeitet eine bekannte Ausführungsform nach dem Umschlingungsprinzip, bei welcher flexible, bandförmige Übertragungselemente, beispielsweise Stahlketten oder Schubgliederbänder, zwischen zwei Scheibenpaaren aus jeweils zwei gegenüberliegenden Kegelscheiben gespannt sind. Durch gegensinnige Änderung des Abstandes zwischen den Kegelscheiben jedes Scheibenpaares lassen sich die Wirkradien und damit das Übersetzungsverhältnis stufenlos verändern. Eine andere bekannte Ausführungsform besteht aus einem Wälzgetriebe auf Toroidenbasis mit zwei gegenüberliegenden zum Antrieb und Abtrieb dienenden Profilscheiben. Die Profilscheiben weisen jeweils eine halbringförmige Ausdrehung auf ihren gegenüberliegenden Flächen auf, um einen ringförmigen bzw. torusformigen Raum zu begrenzen in welchem mehrere, scheibenförmige Übertragungsglieder gelagert sind. Jedes scheibenförmige Übertagungsglied berührt mit seiner ballig ausgebildeten Umfangsfläche die halbringförmigen Ausdrehungen beider Profilscheiben (Antriebs- und Abtriebsscheibe). Durch Verschwenken jedes Übertragungsgliedes um seinen Mittelpunkt lassen sich unterschiedliche Wirkradien bezüglich der halbringförmigen Ausdrehungen der Antriebs- und der Abtriebsscheibe und damit unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse zwischen Antriebs- und Abtriebsscheibe einstellen. In the field of infinitely variable drives for vehicles and machines a variety of solutions are known. In the case of gearboxes on the Based on the frictional force principle, a known embodiment works according to the Wrapping principle, in which flexible, band-shaped transmission elements, for example steel chains or push link belts, between two pairs of discs are tensioned from two opposite conical disks. By opposing change in the distance between the conical pulleys each The effective radii and thus the gear ratio can be paired change continuously. Another known embodiment consists of a Rolling gears based on toroids with two opposite ones for driving and Output-serving profile disks. The profile disks each have one semi-circular recess on their opposite surfaces to one limit annular or toroidal space in which several disc-shaped transmission members are stored. Each disc-shaped With its crowned peripheral surface, the transmission element touches the semi - ring shaped turns of both profile disks (drive and Driven pulley). By pivoting each transmission link around its Different effective radii with respect to the semi-ring-shaped can be centered Turns of the drive and the driven pulley and thus different Set the gear ratios between the drive and driven pulley.

Die Nachteile von Reibkraftgetrieben nach dem Umschlingungsprinzip bestehen vor allem in den hohen Betriebsgeräuschen, der relativ geringen Lebensdauer sowie in der relativ geringen Verstellgeschwindigkeit verbunden mit hohen Anpreßkräften für jedes Kegelscheibenpaar. Aus diesen Gründen sind derartige Getriebe bislang nur für relativ geringe Leistungen gebaut worden.The disadvantages of friction drives based on the wrap principle exist especially in the high operating noise, the relatively short lifespan and in the relatively low adjustment speed combined with high contact forces for each conical disk pair. For these reasons, such gears have so far only been used built for relatively low performance.

Bei Wälzbetrieben auf Toroidenbasis ergibt sich bei linienförmigem Kontakt zwischen den scheibenförmigen Übertragungsgliedern und den Wänden der halbringförmigen Ausdrehungen beider Profilscheiben eine hoher Bohr reibungsanteil. Ferner ist eine synchrone Verstellung der scheibenförmigen Über tragungsglieder aufgrund der ungünstigen räumlichen Anordnung in dem torus förmigen Raum technisch nur schwierig zu verwirklichen.In toroidal-based rolling operations, linear contact results between the disc-shaped transmission members and the walls of the semi-ring-shaped bores of both profile disks a high drilling share of friction. There is also a synchronous adjustment of the disc-shaped over support members due to the unfavorable spatial arrangement in the torus technically difficult to realize shaped space.

Die Aufgabe der Erfindung besteht demgegenüber darin, ein stufenlos verstellbares Wälzgetriebe zu schaffen, welches bei möglichst langen und vielen linienartigen Reibkraftkontakten eine möglichst geringe Bohrreibung aufweist. Vorzugsweise soll ein derartiges Wälzgetriebe eine hohe Leistungsdichte aufweisen, um im Fahrzeugbau eingesetzt werden zu können.In contrast, the object of the invention is to provide a continuously adjustable one To create rolling gears, which with as long and many line-like Frictional force contacts has the lowest possible drilling friction. Preferably should such a rolling gear have a high power density in order Vehicle construction can be used.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.This object is achieved by the characterizing features of Claim 1 solved.

Vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen des stufenlos verstellbaren Wälzgetriebes nach der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen.Advantageous refinements and developments of the continuously adjustable Rolling gear according to the invention emerge from the subclaims.

Die Erfindung beruht auf der Überlegung, daß eine bohrreibungsarme Kraftübertragung mit verstellbarem Übersetzungsverhältnis durch kegelige Wälzkörper erzielbar ist. Bei kegeligen Wälzkörpern sind alle wichtigen Bedingungen für einen optimalen Betrieb von Reibkraftgetrieben, nämlich lange Reibkraftlinien bei geringer Bohrreibung und veränderbarer Übersetzung, vereinigt.The invention is based on the consideration that a low drilling friction Power transmission with adjustable gear ratio through tapered Rolling body can be achieved. All are important for tapered rolling elements Conditions for optimal operation of friction gears, namely long Lines of friction with low drilling friction and variable translation, combined.

Diese Grundprinzipien lassen sich in verschiedenen Ausführungsformen der Erfindung verwirklichen, welche in den Zeichnungen näher dargestellt sind. Es zeigtThese basic principles can be found in various embodiments of the Realize invention, which are shown in more detail in the drawings. It shows

Fig. 1 eine perspektivische Ansicht einer ersten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes mit außenliegenden Planetenrollen, deren Drehachsen im wesentlichen parallel zur Getriebelängsachse orientiert sind; Figure 1 is a perspective view of a first embodiment of the roller transmission according to the invention with external planet rollers, the axes of rotation of which are oriented substantially parallel to the longitudinal axis of the transmission.

Fig. 2 einen Axialschnitt durch die erste Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes nach Fig. 1; FIG. 2 shows an axial section through the first embodiment of the roller transmission according to the invention according to FIG. 1;

Fig. 3 eine perspektivische Ansicht einer zweiten Ausführungsform eines stufenlos verstellbaren Wälzgetriebes nach der Erfindung, welches im wesentlichen durch spiegelsymmetrische Verdopplung der ersten Ausführungsform nach Fig. 1 gebildet wird; FIG. 3 shows a perspective view of a second embodiment of a continuously variable roller transmission according to the invention, which is essentially formed by mirror-symmetrical doubling of the first embodiment according to FIG. 1;

Fig. 4 einen Axialschnitt durch die zweite Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes nach Fig. 3; Fig. 4 is an axial section through the second embodiment of Wälzgetriebes invention according to FIG. 3;

Fig. 5 und 6 schematische Ansichten der beiden Endstellungen des Wälz getriebes nach Fig. 3; Figs. 5 and 6 are schematic views of the two end positions of the rolling mechanism of FIG. 3;

Fig. 7 eine schematische Ansicht des Wälzgetriebes nach Fig. 3, bei welchem die Drehachse der außenliegenden Planetenrollen gegenüber der Getriebelängsachse in einem geringen Umfang auslenkbarbar ist, um die Übersetzungsänderung des Getriebes zu erleichtern; FIG. 7 is a schematic view of the roller transmission according to FIG. 3, in which the axis of rotation of the outer planetary rollers can be deflected to a small extent with respect to the longitudinal axis of the transmission in order to facilitate the change in gear ratio;

Fig. 8 eine perspektivische Ansicht einer dritten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes mit innenliegenden Planeten rollen, deren Drehachsen im wesentlichen senkrecht zur Getriebe längsachse orientiert sind; Fig. 8 is a perspective view of a third embodiment of the rolling gear according to the invention with internal planets whose axes of rotation are oriented substantially perpendicular to the gear longitudinal axis;

Fig. 9 eine perspektivische Ansicht der zentral angeordneten Tragelemente des Wälzgetriebes nach Fig. 8 für die Planetenrollen und die Zwischenrollen; FIG. 9 is a perspective view of the centrally arranged support elements of the roller transmission according to FIG. 8 for the planetary rollers and the intermediate rollers;

Fig. 10 einen Axialschnitt durch die dritte Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes nach Fig. 8; FIG. 10 is an axial section through the third embodiment of Wälzgetriebes invention according to FIG. 8;

Fig. 11 und 12 schematische Ansichten der beiden Endstellungen des Wälz getriebes nach Fig. 8; Figs. 11 and 12 are schematic views of the two end positions of the rolling mechanism of FIG. 8;

Fig. 13 eine axiale Ansicht eines Tragelementes für die sternförmig angeordneten Planetenrollen des Wälzgetriebes nach Fig. 8, bei welchem die Reibkraft zwischen den einzelnen Kegelrollen des Wälzgetriebes drehmomentabhängig verstellbar ist; Fig. 13 is an axial view of a support element for the star-shaped arrangement of the planetary rollers Wälzgetriebes of Figure 8 in which the frictional force between the tapered rollers of the Wälzgetriebes torque-dependent adjustable.

Fig. 14 eine perspektivische Darstellung einer vierten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes, welches im wesentlichen auf der Verwendung nur einer Hälfte des Wälzgetriebes nach Fig. 8 beruht; FIG. 14 shows a perspective illustration of a fourth embodiment of the roller transmission according to the invention, which is essentially based on the use of only half of the roller transmission according to FIG. 8;

Fig. 15 einen Axialschnitt durch die vierte Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes nach Fig. 14; Figure 15 is an axial section through the fourth embodiment of the present invention Wälzgetriebes of Fig. 14.;

Fig. 16 eine perspektivische Ansicht einer fünften Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes mit innenliegenden Planeten rollen, welche in Abwandlung der Ausführungsform nach Fig. 8 gekrümmte Kegelflächen aufweisen, und FIG. 16 is a perspective view of a fifth embodiment of the roller transmission according to the invention with internal planets which, in a modification of the embodiment according to FIG. 8, have curved conical surfaces, and

Fig. 17 einen Axialschnitt durch die fünfte Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes nach Fig. 16. Fig. 17 is an axial section through the fifth embodiment of the present invention Wälzgetriebes to Fig. 16.

Die in Fig. 1 perspektivisch und in Fig. 2 im Schnitt dargestellte erste Ausführungsform eines stufenlos verstellbaren Wälzgetriebes 1 umfaßt zwei ringförmige Planetenträger 2a und 2b welche rotationssymmetrisch bezüglich der Längsachse 1a des Wälzgetriebes 1 unter gegenseitigem Abstand angeordnet sind. In jedem Planetenträger 2a, 2b sind jeweils eine Gruppe von Bohrungen über den Umfang gleichmäßig verteilt angebracht, wobei die Achsen dieser Bohrungen parallel zu der Längsachse 1a des Wälzgetriebes 1 verlaufen. Die Bohrungen in den Planetenträgern 2a, 2b dienen zur Aufnahme von Tragachsen 4, die mit ihrem einen Endabschnitt in dem Planetenträger 2a drehfest und axial unverschieblich gelagert sind und mit ihrem anderen Endabschnitt in dem Planetenträger 2b axial verschieblich gelagert sind. Die Tragachsen 4 dienen zur Aufnahme einer Gruppe von Planetenrollen 3, welche mit einer kegeligen Lauffläche 3a ausgebildet sind. Der kleinere Durchmesser jeder Planetenrolle 3 befindet sich auf der Seite des Planetenträgers 2b. Jede Planetenrolle 3 ist auf ihrer Tragachse 4 um eine Drehachse 4a parallel zur Getriebelängsachse 1a drehbar und axial unverschieblich gelagert. Desweiteren ist auf jeder Tragachse 4 zwischen der dort befindlichen Planetenrolle 3 und dem Planetenträger 2a ein Stirnrad 3b drehbar gelagert und drehfest mit der Planetenrolle 3 verbunden. Sämtliche Stirnräder 3b kämmen mit einem zentralen Zahnkranz 8a, welches auf einer zentralen Abtriebswelle 8 befestigt ist. Die Drehachse der Abtriebswelle 8 fällt mit der Getriebelängsachse 1a zusammen.The perspective view in FIG. 1 and in section in FIG. 2 of the first embodiment of a continuously variable roller transmission 1 comprises two annular planet carriers 2 a and 2 b which are arranged rotationally symmetrically with respect to the longitudinal axis 1 a of the roller transmission 1 at a mutual distance. In each planet carrier 2 a, 2 b, a group of bores are distributed uniformly over the circumference, the axes of these bores running parallel to the longitudinal axis 1 a of the roller gear 1 . The bores in the planet carriers 2 a, 2 b serve to receive support axles 4 , which are mounted with their one end section in the planet carrier 2 a non-rotatably and axially immovably and with their other end section in the planet carrier 2 b are axially displaceably mounted. The support axes 4 serve to receive a group of planet rollers 3 , which are formed with a tapered running surface 3 a. The smaller diameter of each planet roller 3 is on the side of the planet carrier 2 b. Each planetary roller 3 is rotatable on its supporting axis 4 about an axis of rotation 4 a parallel to the longitudinal axis 1 a of the transmission and axially immovable. Furthermore, a spur gear 3 b is rotatably mounted on each support axis 4 between the planetary roller 3 located there and the planet carrier 2 a and is connected in a rotationally fixed manner to the planet roller 3 . All spur gears 3 b mesh with a central ring gear 8 a, which is attached to a central output shaft 8 . The axis of rotation of the output shaft 8 coincides with the longitudinal axis 1 a of the transmission.

In einem festgelegten axialen Abstand zur Abtriebswelle 8 befindet sich eine zentrale Antriebswelle 7, deren Drehachse ebenfalls mit der Getriebelängsachse 1a zusammenfällt. Die zentrale Antriebswelle 7 trägt an ihrem der Abtriebswelle 8 zugewandten Ende eine Kegelscheibe 11, deren kleinster Durchmesser dem axialen Ende der Abtriebswelle 8 gegenüberliegt. Wesentlich ist, daß die Kegelwinkel der Kegelscheibe 11 exakt dem bei allen Planetenrollen 3 gleichen Kegelwinkel entspricht, was aufgrund der Parallelität der Achsen 1a und 4a zwangsläufig zur Folge hat, daß die Falllinien FL1 und FL2 der Kegelscheiben-Lauffläche 11a bzw. der Planetenrollen-Lauffläche 3a exakt parallel zueinander orientiert sind. Die Falllinien FL1 und FL2 ergeben sich bei einem gedachten Schnitt der Kegelscheibe 11 bzw. jeder Planetenrolle 3 durch eine Schnittebene, welche die Getriebe längsachse 1a und die Drehachse 4a der jeweils betrachteten Planetenrolle 3 durchsetzt. Eine dieser Schnittebenen fällt mit der Zeichenebene von Fig. 2 zusammen.At a fixed axial distance from the output shaft 8 is a central drive shaft 7 , the axis of rotation of which also coincides with the longitudinal axis 1 a of the transmission. The central drive shaft 7 carries at its end facing the output shaft 8 a conical disk 11 , the smallest diameter of which lies opposite the axial end of the output shaft 8 . It is essential that the cone angle of the cone pulley 11 corresponds exactly to the cone angle that is the same for all planetary rollers 3 , which, due to the parallelism of the axes 1 a and 4 a, inevitably means that the falling lines FL1 and FL2 of the cone pulley tread 11 a and the Planetary roller tread 3 a are oriented exactly parallel to each other. The drop lines FL1 and FL2 arise in an imaginary section of the conical disk 11 and each planetary roller 3 by a cutting plane, which longitudinal axis of the transmission 1 a and the rotational axis 4a of the considered planetary roller 3 passes through. One of these sectional planes coincides with the plane of the drawing in FIG. 2.

In dem Raum zwischen der Kegelscheibe 11 und jeder Planetenrolle 3 befindet sich eine doppelkegelige Zwischenrolle 5, deren erste kegelige Lauffläche 5a auf der kegeligen Lauffläche 3a der zugeordneten Planetenrolle 3 abrollt und deren zweite kegelige Lauffläche 5b auf der kegeligen Lauffläche 11a der Kegelscheibe 11 abrollt. Jede Zwischenrolle 5 ist um eine Drehachse 6a drehbar und axial verschieblich auf einer Lagerwelle 6 gelagert, deren linkes Ende in dem Planetenträger 2b starr befestigt ist. Die mit der Längsachse der Lagerwelle 6 identische Drehachse 6a jeder Zwischenrolle 5 ist unter einem Winkel bezüglich der parallelen Falllinien FL1 und FL2 der Kegelscheiben-Lauffläche 11a bzw. der Planetenrollen-Lauffläche 3a angeordnet, und zwar vorzugsweise derart, daß sich die Drehachse 6a in der gezeichneten Position der Zwischenrolle 5 mit der Getriebelängsachse 1a und der Falllinie FL1 im Punkt S1 schneidet und sich andererseits mit der Drehachse 4a der zugeordneten Planetenrolle 3 und der Falllinie FL2 der Lauffläche 3a dieser zugeordneten Planetenrolle 3 im Punkt S2 schneidet. Diese in Fig. 2 gezeigte Position stellt die ideale Lage der Zwischenrollen 5 dar, in welcher keine Bohrreibung an den linienförmigen Reibkontakten der Laufflächen 5a und 3a bzw. 5b und 11a auftritt.In the space between the conical pulley 11 and each planetary roller 3 there is a double-conical intermediate roller 5 , the first conical running surface 5 a of which rolls on the conical running surface 3 a of the associated planet roller 3 and the second conical running surface 5 b of the conical running surface 11 a of the conical disc 11 rolls. Each intermediate roller 5 is rotatable about an axis of rotation 6 a and axially displaceably mounted on a bearing shaft 6 , the left end of which is rigidly fixed in the planet carrier 2 b. The with the longitudinal axis of the bearing shaft 6 identical axis of rotation 6 a of each intermediate roller 5 is arranged at an angle with respect to the parallel falling lines FL1 and FL2 of the conical disk tread 11 a and the planetary roller tread 3 a, preferably in such a way that the axis of rotation 6 a in the drawn position of the intermediate roller 5 with the longitudinal gear axis 1 a and the falling line FL1 intersects at point S1 and, on the other hand, intersects with the axis of rotation 4 a of the assigned planet roller 3 and the falling line FL2 of the running surface 3 a of this assigned planet roller 3 at point S2 . This position shown in Fig. 2 represents the ideal position of the intermediate rollers 5 , in which no drilling friction occurs on the linear friction contacts of the running surfaces 5 a and 3 a or 5 b and 11 a.

Die Länge der Laufflächen 5a, 5b sowie der Durchmesser jeder Zwischenrolle 5 sind so bemessen, daß das in Fig. 2 doppelt schraffiert eingezeichnete Druckfeld DF symmetrisch zu dem Mittelpunkt S3 jeder Zwischenrolle 5 ausgebildet ist. Damit können die Druckgradienten p des Druckfeldes DF kein Kippmoment auf die betreffende Zwischenrolle 5 um deren Mittelpunkt S3 ausüben.The length of the running surfaces 5 a, 5 b and the diameter of each intermediate roller 5 are dimensioned such that the pressure field DF shown with double hatching in FIG. 2 is formed symmetrically to the center S3 of each intermediate roller 5 . Thus, the pressure gradients p of the pressure field DF cannot exert a tilting moment on the intermediate roller 5 in question around its center point S3.

Für die Funktion des in den Fig. 1 und 2 dargestellten Wälzgetriebes 1 ist wesentlich, daß der Planetenträger 2b mit Hilfe eines lediglich schematisch veranschaulichten Stellgliedes 2 in Richtung der Getriebelängsachse 1a stufenlos verstellbar ist, wobei im Falle einer Verstellung die Achsbohrungen in dem Planetenträger 2b auf den darin eingeführten Tragachsen 4 hin und her gleiten, wie durch den Doppelpfeil 2c in Fig. 2 angedeutet ist. Ferner bewegen sich bei einer Verstellung des Planetenträgers 2b die in dem Planetenträger 2b befestigten Lagerwellen 6 der Zwischenrollen 5 entsprechend parallel zur Getriebelängsachse 1a. Der Mittelpunkt S3 jeder Zwischenrolle 5 folgt dem Schnittpunkt der jeweiligen Drehachse 6a mit der Mittelparallelen 9 zwischen den entsprechenden Falllinien FL1 und FL2. Somit bewegt sich bei einer Verstellung des Planetenträgers 2b jede Zwischenrolle 5 längs ihrer Lagewelle 6.For the function of the in Figs. 1 and Wälzgetriebes 1 depicted 2 is essential that the planet carrier 2 b by means of a merely schematically illustrated actuator 2 in the direction of the transmission axis 1 a is adjustable, wherein in case an adjustment of the axle holes in the planet carrier 2 b slide back and forth on the support axles 4 inserted therein, as indicated by the double arrow 2 c in FIG. 2. Furthermore, when the planet carrier 2 b is adjusted, the bearing shafts 6 of the intermediate rollers 5 fastened in the planet carrier 2 b move correspondingly parallel to the longitudinal axis 1 a of the transmission. The center S3 of each intermediate roller 5 follows the intersection of the respective rotary axis 6a with the center 9 parallels between the corresponding drop lines FL1 and FL2. Thus, when the planet carrier 2 b is adjusted, each intermediate roller 5 moves along its position shaft 6 .

In der inneren Endstellung jeder Zwischenrolle 5 (mit kürzestem Abstand zum freien Ende der Lagerwelle 6) ist das Durchmesserverhältnis zwischen dem wirksamen Durchmesser der Kegelscheibe 11 und dem wirksamen Durchmesser der einzelnen Planetenrollen 3 am kleinsten, so daß bei Antrieb der Antriebswelle 7 mit einer gegebenen Antriebsdrehzahl die Drehzahl der Abtriebswelle 8 am kleinsten ist. Im umgekehrten Falle, wenn sich jede Zwischenrolle 5 in ihrer äußeren Endstellung befindet, in welcher der Abstand zwischen der Zwischenrolle 5 und dem freien axialen Ende ihrer Lagerwelle 6 am größten ist, ist das Verhältnis zwischen dem wirksamen Durchmesser der Kegelscheibe 11 und der betreffenden Planetenrolle 3 am größten, so daß bei gegebener Antriebsdrehzahl der Antriebswelle 7 die Abtriebsdrehzahl der Abtriebswelle 8 am größten ist. Man erkennt, daß sich durch stufenlose Verstellung des Planetenträgers 2b eine stufenlose Verstellung der Zwischenrollen 5 längs ihrer Drehachsen 6a und damit eine stufenlose Veränderung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes 1 erzielen läßt.In the inner end position of each intermediate roller 5 (with the shortest distance from the free end of the bearing shaft 6 ), the diameter ratio between the effective diameter of the conical disk 11 and the effective diameter of the individual planet rollers 3 is the smallest, so that when the drive shaft 7 is driven with a given drive speed the speed of the output shaft 8 is the smallest. Conversely, when each intermediate roller 5 is in its outer end position, in which the distance between the intermediate roller 5 and the free axial end of its bearing shaft 6 is greatest, the ratio between the effective diameter of the conical pulley 11 and the relevant planetary roller 3 largest, so that for a given input speed of the drive shaft 7, the output speed of the output shaft 8 is greatest. It can be seen that it is possible by continuously variable adjustment of the planet carrier 2 b a stepless adjustment of the intermediate rollers 5 along their axes of rotation 6a and thus obtain stepless change of the transmission ratio of the transmission. 1

Bei der anhand der Fig. 1 und 2 beschriebenen ersten Ausführungsform des stufenlos verstellbaren Wälzgetriebes 1 sind die Drehrichtungen der Antriebswelle 7 und der Abtriebswelle 8 entgegengesetzt. Um gleichsinnige Drehrichtungen von Antrieb und Abtrieb zu erzielen, bräuchte bei der ersten Ausführungsform nach Fig. 1 und 2 lediglich die Abtriebswelle 8 festgehalten zu werden, wodurch sich der Planetenträger 2a um die Getriebelängsachse 1a gleichsinnig zur Antriebswelle 7 drehen würde. Im Falle einer Drehbewegung des Planetenträgers 2a dreht sich selbstverständlich auch der Planetenträger 2b gleichsinnig mit dem Planetenträger 2a. In the first embodiment of the continuously variable roller transmission 1 described with reference to FIGS. 1 and 2, the directions of rotation of the drive shaft 7 and the output shaft 8 are opposite. In order to achieve the same directions of rotation of the input and output, only the output shaft 8 would need to be held in the first embodiment according to FIGS. 1 and 2, as a result of which the planet carrier 2 a would rotate in the same direction as the drive shaft 7 about the longitudinal axis 1 a of the transmission. In the event of a rotational movement of the planet carrier 2 a, the planet carrier 2 b of course rotates in the same direction as the planet carrier 2 a.

Bei der anhand der Fig. 3 bis 7 veranschaulichten zweiten Ausführungsform des Wälzgetriebes nach der Erfindung sind lediglich zwei Getriebestufen gemäß Fig. 1 und 2 spiegelbildlich zueinander gekoppelt, wobei die Stirnräder 3b und 8a entlallen. Statt dessen sind die Planetenrollen 3 doppelkegelig ausgebildet, was sich aus der spiegelsymmetrischen Kopplung der beiden Getriebestufen gemäß Fig. 1 und 2 zwangsläufig ergibt. Desweiteren sind die Tragachsen 4 der Planetenrollen 3 nun in beiden Planetenträgern 2a, 2b drehfest und axial unverschieblich gelagert. Bei einer Verschiebung des Planetenträgers 2a mit Hilfe des Stellgliedes 2 in Richtung der Getriebelängsachse 1a wird daher der andere Planetenträger 2b um denselben Betrag und in der selben Richtung verstellt, was zur Folge hat, daß beide Getriebestufen der Ausführungsform nach Fig. 3 und 4 gegenläufig verstellt werden. Dies bedeutet, wie aus Fig. 5 und 6 erkennbar ist, daß sich in der linken, antriebsseitigen Getriebestufe die Zwischenrollen 5 in ihrer äußeren Endstellung befinden, wenn sich in der rechten, abtriebsseitigen Getriebestufe die Zwischenrollen 5 in ihrer inneren Endstellung befinden. Da die linke Getriebestufe von der Antriebswelle 7 angetrieben wird und die rechte Getriebestufe von den Planetenrädern 3 angetrieben wird, führt die erwähnte gegenläufige Verstellung beider Getriebestufen zu einer gleichsinnigen Multiplikation der Einzel übersetzungsverhältnisse der Getriebestufen. Der Drehsinn der Antriebswelle 7 stimmt daher mit dem Drehsinn der Abtriebswelle 8 in Fig. 4 überein.With the reference to FIGS. 3 to 7 illustrated second embodiment of the Wälzgetriebes according to the invention, only two gear stages are shown in FIG. 1 and 2 coupled in mirror image to each other with the spur gears 3b and 8 a entlallen. Instead, the planetary rollers 3 are double-tapered, which inevitably results from the mirror-symmetrical coupling of the two gear stages according to FIGS. 1 and 2. Furthermore, the support axes 4 of the planet rollers 3 are now rotatably and axially immovable in both planet carriers 2 a, 2 b. With a displacement of the planet carrier 2 a with the help of the actuator 2 in direction of the transmission axis 1 a, therefore, the other planet carrier 2 b is adjusted by the same amount and in the same direction, with the result that the two reduction stages of the embodiment of Fig. 3 and 4 can be adjusted in opposite directions. This means, as can be seen from FIGS. 5 and 6, that the intermediate rollers 5 are in their outer end position in the left, drive-side gear stage when the intermediate rollers 5 are in their inner end position in the right, drive-side gear stage. Since the left gear stage is driven by the drive shaft 7 and the right gear stage is driven by the planet gears 3 , the aforementioned opposite adjustment of both gear stages leads to a multiplication of the individual gear ratios of the gear stages in the same direction. The direction of rotation of the drive shaft 7 therefore coincides with the direction of rotation of the output shaft 8 in FIG. 4.

Bei einer Variante der zweiten Ausführungsform gemäß Fig. 7 lassen sich die Drehachsen 4a der Planetenrollen 3 aus ihrer Lage parallel zur Getriebelängsachse 1a um einen maximalen Winkel von +α und -α schwenken (entsprechend den Achspositionen 4a1 und 4a2 in Fig. 7). Dies erfolgt beispielsweise dadurch, daß der Planetenträger 2a um einen entsprechenden Drehwinkel (bezogen auf die Getriebelängsachse 1a) gegenüber dem anderen Planetenträger 2b verdreht wird. Die Lagerung der Tragachsen 4 ist dementsprechend freigängig auszubilden. Infolge der Verschwenkung der Drehachsen 4a ergibt sich ein entsprechender Schräglauf zwischen den Laufflächen 3a der Planetenrollen 3 und den Laufflächen 5a der zugeordneten Zwischenrollen 5. Infolge dieses Schräglaufes verstellen sich die Zwischenrollen 5 selbsttätig und ohne Kraftaufwand längs ihrer Drehachsen 6 unter entsprechender Änderung des Getriebeübersetzungsverhältnisses. Sobald das gewünschte Übersetzungsverhältnis erreicht ist, werden die Drehachsen 4a der Planetenrollen 3 wieder in die neutrale Stellung parallel zur Getriebelängsachse 1a zurückbewegt. Auf diese Weise wird die Verschiebung des Planetenträgers 2a parallel zur Getriebelängsachse 1a erleichtert, wodurch erheblich geringere Verstell kräfte erforderlich sind. Als Stellglied 2 zur Verdrehung des Planetenträgers 2a kann gemäß Fig. 7 ein mit dem Planetenträger 2a kämmendes Stellritzel 2' mit gekoppeltem Stellmotor 2'' verwendet werden.In a variant of the second embodiment shown in FIG. 7, the axes of rotation 4a of the planetary rollers 3 can be made of their position parallel to the transmission axis 1 a α to a maximum angle of + and -α pivot (corresponding to the axis positions 4 a1 and 4 a2 in Fig. 7). This takes place, for example, in that the planet carrier 2 a is rotated by a corresponding angle of rotation (based on the longitudinal axis 1 a of the transmission) relative to the other planet carrier 2 b. The mounting of the support axles 4 must accordingly be designed so that they can move freely. As a result of the pivoting of the axes of rotation 4 a, there is a corresponding skew between the running surfaces 3 a of the planetary rollers 3 and the running surfaces 5 a of the associated intermediate rollers 5 . As a result of this skew, the intermediate rollers 5 move automatically and without effort along their axes of rotation 6 with a corresponding change in the gear ratio. As soon as the desired transmission ratio has been reached, the axes of rotation 4 a of the planetary rollers 3 are moved back into the neutral position parallel to the longitudinal axis 1 a of the transmission. In this way, the displacement of the planet carrier 2 a parallel to the longitudinal axis 1 a of the transmission is facilitated, whereby considerably lower adjustment forces are required. As an actuator 2 Fig. 7, an be used with the planet carrier 2 a meshing setting pinion 2 'coupled with servo motor 2' 'according to the rotation of the planet carrier 2 a.

In den Fig. 8 und 10 ist eine dritte Ausführungsform des stufenlos verstellbaren Wälzgetriebes nach der Erfindung veranschaulicht. Gegenüber den beiden ersten Ausführungsformen befinden sich bei der dritten Ausführungsform die Planetenrollen 30 nicht am Außenumfang des Wälzgetriebes 1 mit Drehachsen parallel zur Getriebelängsachse 1a, sondern sind sternförmig im Inneren des Wälzgetriebes 1 so angeordnet, daß ihre Drehachsen 40a senkrecht zur Getriebelängsachse 1a orientiert sind. Die Planetenrollen 30 sind als einfache Kegelstümpfe ausgebildet, wobei der kleinere Durchmesser jeder Planetenrolle 30 sich bezüglich der Getriebelängsachse 1a radial weiter außen und der größere Durchmesser jeder Planetenrolle 30 sich bezüglich der Getriebelängsachse 1a radial weiter innen befinden. Infolge der sternförmigen Anordnung der Planetenrollen 30 sind die Kegelscheiben 100, 110 bei der Ausführungsform nach Fig. 8 und 10 in Form von Hohlkegeln ausgebildet, damit ihre kegeligen Laufflächen 100a, 110a dieselbe Neigung aufweisen wie die kegeligen Laufflächen 30a der Planetenrollen 30. Dies bedeutet, daß in derselben Weise wie bei den beiden ersten Aus führungsformen die Falllinien FL1 und FL2 der Laufflächen 110a bzw. 30a exakt parallel zueinander verlaufen.In FIGS. 8 and 10 is a third embodiment of the continuously variable Wälzgetriebes illustrates the invention. In contrast to the first two embodiments are in the third embodiment, the planetary rollers 30 is not on the outer periphery of the Wälzgetriebes 1 with axes of rotation parallel to the transmission axis 1 a, but are arranged radially inside the Wälzgetriebes 1 so that their axes of rotation 40 a perpendicular to the transmission axis 1 a oriented are. The planetary rollers 30 are designed as simple truncated cones, the smaller diameter of each planetary roller 30 being located radially further outward with respect to the longitudinal axis 1 a of the transmission and the larger diameter of each planetary roller 30 being located radially further inward with respect to the longitudinal axis 1 a of the transmission. As a result of the star-shaped arrangement of the planet rollers 30 , the conical disks 100 , 110 in the embodiment according to FIGS. 8 and 10 are designed in the form of hollow cones, so that their conical running surfaces 100 a, 110 a have the same inclination as the conical running surfaces 30 a of the planet rollers 30 . This means that in the same way, the drop lines EMBODIMENTS as in the first two from FL1 and FL2 of the bearing surfaces 110 a and 30 a extend exactly parallel to one another.

Aufgrund der Verlagerung der Planetenrollen 30 in das Innere des Wälzgetriebes 1 und der Umbildung der Kegelscheiben 100, 110 zu Hohlkegeln sind die Lagerwellen 6 der Zwischenrollen 5 im Bereich des Getriebezentrums befestigt. Hierzu ist für jede Getriebestufe bzw. jede Gruppe von Zwischenrollen 5 eine Trägernabe 20a bzw. 20c vorgesehen, welche rotationssymmetrisch um die Getriebelängsachse 1a angeordnet ist. Die beiden Naben 20a, 20c sind starr miteinander verbunden, beispielsweise mit Hilfe von Verbindungsbolzen 21, wie in den Fig. 9 und 13 veranschaulicht ist. Die miteinander starr gekoppelten Trägernaben 20a, 20c lassen sich mit Hilfe des Stellgliedes 2 in Richtung der Getriebelängsachse 1a verschieben, wie in Fig. 9 durch die Doppelpfeile 2c angedeutet ist. Die Trägernabe 20a wird von der Abtriebswelle 80 durchsetzt, welche mit dem Planetenträger 20b drehfest gekoppelt ist, der sich zwischen den beiden Trägernaben 20a und 20c befindet. Im Fall der Fig. 9 und 13 wird der Planetenträger 20b von den Verbindungsbolzen 21 zwischen den beiden Trägernaben 20a, 20b durchsetzt, so daß sich die beiden Trägernaben 20a, 20c relativ zum Planetenträger 20b in Richtung der Getriebelängsachse 1a verschieben können. Der beispielsweise fünfeckig (Fig. 13) ausgebildete Planetenträger 20b weist in gleicher Weise wie der Planetenträger 2a in Fig. 1 Bohrungen zur Aufnahme der Tragachsen 40 für die sternförmig um den Planetenträger 20b angeordneten Planetenrollen 30 auf. Der mit der Abtriebswelle 80 drehfest gekoppelte Planetenträger 20b nimmt bei seiner Drehbewegung um die Getriebelängsachse 1a die Verbindungsbolzen 21 zwischen den Trägernaben 20a, 20c mit, so daß sich auch die Trägernaben 20a, 20c um die Getriebelängsachse 1a in Richtung der Abtriebswelle 80 drehen. Die Antriebsweile 70 ist drehfest mit der rotierenden Kegelscheibe 110 verbunden, wohingegen die andere, feststehende Kegelscheibe 100 drehfest mit dem Getriebegehäuse 12 verbunden ist.Due to the displacement of the planetary rollers 30 into the interior of the roller transmission 1 and the transformation of the conical disks 100 , 110 into hollow cones, the bearing shafts 6 of the intermediate rollers 5 are fastened in the area of the transmission center. For this purpose, a carrier hub 20 a or 20 c is provided for each gear stage or each group of intermediate rollers 5 , which is arranged rotationally symmetrically about the longitudinal axis 1 a of the gear. The two hubs 20 a, 20 c are rigidly connected to one another, for example with the aid of connecting bolts 21 , as illustrated in FIGS. 9 and 13. The mutually rigidly coupled carrier hubs 20 a, 20 c can be moved with the aid of the actuator 2 in the direction of the longitudinal axis 1 a of the transmission, as indicated in FIG. 9 by the double arrows 2 c. The support hub 20 a is passed through by the output shaft 80, which is b rotatably coupled to the planet carrier 20, which is located between the two support hub 20 a and 20 c. Passes through 9 and 13 of the planet carrier 20 b of the connecting pin 21 between the two support boss 20 a in the case of Fig. 20 b, so that the two supporting hubs 20 a, 20 c relative to the planet carrier 20 b in the direction of the transmission axis 1 a can move. The, for example, pentagonal ( FIG. 13) planet carrier 20 b has, in the same way as the planet carrier 2 a in FIG. 1, bores for receiving the support axes 40 for the planetary rollers 30 arranged in a star shape around the planet carrier 20 b. The rotatably coupled with the output shaft 80 planet carrier 20 b takes with its rotational movement about the transmission longitudinal axis 1 a, the connecting bolts 21 between the carrier hubs 20 a, 20 c, so that the carrier hubs 20 a, 20 c about the transmission longitudinal axis 1 a in the direction the output shaft 80 rotate. The drive shaft 70 is non-rotatably connected to the rotating conical disk 110 , whereas the other, fixed conical disk 100 is non-rotatably connected to the gear housing 12 .

Die Kegelscheiben 100, 110 weisen eine zentrische Aussparung auf, damit für die axiale Verstellung der Trägernaben 20a, 20c ausreichend Freiraum in dem Getriebe 1 vorhanden ist.The conical disks 100 , 110 have a central recess so that there is sufficient free space in the transmission 1 for the axial adjustment of the carrier hubs 20 a, 20 c.

Was die Anordnung der Drehachsen 6a der Zwischenrollen 5 in Bezug auf die Falllinien FL1 und FL2 der Laufflächen 110a und 30a anbelangt, so ergeben sich bei der Ausführungsform nach Fig. 8 und 10 dieselben Verhältnisse und Schnittpunkte S1 und S2 wie bei der ersten und zweiten Ausführungsform des erfindungsgemaßen Wälzgetriebes nach Fig. 1 und 3. Gleiches gilt für die Bemessung der Länge der Laufflächen 5a, 5b sowie des Radius jeder Zwischenrolle 5 des Wälzgetriebes nach Fig. 8 und 10. Der Drehsinn der Abtriebswelle 80 ist bei der dritten Ausführungsform nach Fig. 8 und 10 derselbe wie der der Antriebswelle 70, d. h. es ergibt sich ein Gleichlauf von Antrieb und Abtrieb. Eine Umkehrung des Drehsinnes von Antrieb und Abtrieb läßt sich bei der dritten Ausführungsform nach Fig. 8 und 10 dadurch erzielen, daß die Kegelscheibe 100 drehbar ausgebildet wird. Das Abtriebsmoment wird dann von der drehbar ausgebildeten Kegelscheibe 100 abgenommen, wobei gleichzeitig die Abtriebswelle 80 festgehalten wird. As for the arrangement of the axes of rotation 6 a of the intermediate rollers 5 with respect to the falling lines FL1 and FL2 of the treads 110 a and 30 a, the same relationships and intersections S1 and S2 result in the embodiment according to FIGS. 8 and 10 as in the first and second embodiments of the inventive Wälzgetriebes of FIG. 1 and 3. the same applies to the calculation of the length of the track surfaces 5 a, 5 b, and the radius of each intermediate roll 5 of the Wälzgetriebes of FIG. 8 and 10. the rotation of the output shaft 80 is in the third embodiment according to FIGS. 8 and 10 the same as that of the drive shaft 70 , ie there is a synchronism of drive and output. A reversal of the direction of rotation of the input and output can be achieved in the third embodiment according to FIGS. 8 and 10 in that the conical disk 100 is designed to be rotatable. The output torque is then taken from the rotatable conical disk 100 , the output shaft 80 being held at the same time.

Bei der Ausführungsform nach Fig. 10 wird die Kegelscheibe 110 durch eine rotationssymmetrisch zur Getriebelängsachse 1a angeordnete Tellerfeder 71 in Richtung auf die Kegelscheibe 100 vorgespannt, um eine größtmögliche Reibkraft zwischen sämtlichen Wälzkörpern des Getriebes 1 sicherzustellen. Die Tellerfeder 71 stützt sich dabei in einer Ausdrehung des Getriebegehäuses 12 gegen ein Axiallager 72 der Kegelscheibe 110 ab. Anstelle der Tellerfeder 71 kann auch eine vom Antriebsdrehmoment abhängige Vorananneinrichtung vorgesehen werden, wie dies an sich aus dem Stand der Technik bekannt ist.In the embodiment according to FIG. 10, the conical disk 110 is preloaded in the direction of the conical disk 100 by a disc spring 71 arranged rotationally symmetrically to the longitudinal axis 1 a of the gear, in order to ensure the greatest possible frictional force between all rolling elements of the gear 1 . The plate spring 71 is supported in one turn of the gear housing 12 against an axial bearing 72 of the conical disk 110 . Instead of the plate spring 71 , a pretann device that is dependent on the drive torque can also be provided, as is known per se from the prior art.

Die beiden Endstellungen der dritten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes 1 sind in den Fig. 11 und 12 veranschaulicht, wobei Fig. 11 den Fall der niedrigsten Abtriebsdrehzahl bei gegebener Antriebsdrehzahl und Fig. 12 den Fall der größten Abtriebsdrehzahl bei gegebener Antriebsdrehzahl veranschaulicht.The two end positions of the third embodiment of the roller transmission 1 according to the invention are illustrated in FIGS. 11 and 12, with FIG. 11 illustrating the case of the lowest output speed for a given input speed and FIG. 12 illustrating the case of the highest output speed for a given input speed.

Eine weitere Möglichkeit zur Anpassung der Reibkräfte des Wälzgetriebes an das Abtriebsdrehmoment ist in Fig. 13 angedeutet. Und zwar ist die Abtriebswelle 80 im Bereich des Planetenträgers 20b in Form eines Vielkantes ausgebildet, wobei die Anzahl der Kantenflächen der Anzahl der Planetenrollen 30 entspricht. Die Tragachse 40 jeder Planetenrolle 30 ist innerhalb ihrer zugeordneten Bohrung im Planetenträger 20b axial verschiebbar gelagert und stützt sich mit ihrem kugelig ausgebildeten freien Ende auf der zugeordneten Kantenfläche der dort als Vielkant ausgebildeten Abtriebswelle 80 ab. Die Stützkraft zwischen dem freien Ende jeder Tragachse 40 und der zugeordneten Kantenfläche der Abtriebswelle 80 ergibt sich aus dem Anpreßdruck der Planetenrollen 30. Ferner vergrößert das Drehmoment der Abtriebswelle 80 die Keilwirkung zwischen den Kantenflächen der Abtriebs welle 80 und den kugelförmigen freien Enden der Tragachsen 40, was wiederum zur Folge hat, daß die dazwischen bestehende Stützkraft und somit der Anpreßdruck der Planetenrollen 30 gegen die Zwischenrollen 5 erhöht wird. Für einen Grundpegel des Anpreßdrucks zwischen den Planetenrollen 30 und den Zwischenrollen sorgen Federelemente 31, welche jeweils zwischen einem Bund 41 der Tragachse 40 und der betreffenden Planetenrolle 30 angeordnet sind und eine entsprechende Vorspannung auf die Planetenrollen 30 erzeugen. Gleichzeitig können die Federelemente 31 Ungleichförmigkeiten der Anpreßdrücke 1 ausgleichen.A further possibility for adapting the frictional forces of the rolling gear to the output torque is indicated in FIG. 13. Specifically, the output shaft 80 is designed in the form of a polygon in the region of the planet carrier 20 b, the number of edge surfaces corresponding to the number of planet rollers 30 . The support shaft 40 of each planetary roller 30 is axially displaceably mounted within its associated bore in the planet carrier 20 b and is supported with its spherically formed free end on the associated edge surface of the output shaft 80 formed there as a polygon. The supporting force between the free end of each support axis 40 and the associated edge surface of the output shaft 80 results from the contact pressure of the planetary rollers 30 . Furthermore, the torque of the output shaft 80 increases the wedge effect between the edge surfaces of the output shaft 80 and the spherical free ends of the support axles 40 , which in turn has the result that the intermediate support force and thus the contact pressure of the planetary rollers 30 against the intermediate rollers 5 is increased. A basic level of the contact pressure between the planet rollers 30 and the intermediate rollers is provided by spring elements 31 , which are each arranged between a collar 41 of the support shaft 40 and the relevant planet roller 30 and generate a corresponding preload on the planet rollers 30 . At the same time, the spring elements 31 can compensate for irregularities in the contact pressures 1 .

Wie aus Fig. 13 ferner hervorgeht, können in analoger Weise wie in Fig. 7 die Drehachsen 40a der Planetenrollen 30 in einem Winkelbereich von +α und -α gegenüber der neutralen Stellung verdreht werden, um einen Schräglauf der Planetenrollen 30 auf den Zwischenrollen 5 zu bewirken. Auf diese Weise kann in Übereinstimmung mit Fig. 7 die Verstellung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes 1 die Axialverschiebung der Trägernaben 20a und 20c erleichtert werden. Die konstruktiven Einzelheiten für die Verstellung der Drehachsen der Planetenrollen 30 sind in Fig. 13 nicht dargestellt.As can also be seen from FIG. 13, the axes of rotation 40 a of the planetary rollers 30 can be rotated in an angular range of + α and -α relative to the neutral position in an analogous manner as in FIG. 7 in order to cause the planet rollers 30 to skew on the intermediate rollers 5 to effect. In this way, in accordance with Fig. 7, the adjustment of the gear ratio of the transmission 1, the axial displacement of the carrier hubs 20 a and 20 c can be facilitated. The structural details for the adjustment of the axes of rotation of the planet rollers 30 are not shown in FIG. 13.

In ähnlicher Weise wie bei den ersten beiden Ausführungsformen ist es auch im Falle der dritten Ausführungsform nach Fig. 8 bis 12 möglich, nur die Hälfte der spiegelsymmetrisch aufgebauten dritten Ausführungsform zu verwenden. Diese einstufige Ausbildung ist als vierte Ausführungsform der Erfindung in den Fig. 14 und 15 dargestellt. In analoger Weise zu Fig. 1 sind bei dieser vierten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes die kegelförmigen Planetenrollen 30 über eine starr gekoppelte Kegelradverzahnung 30b, 80a mit der Abtriebswelle 80 gekoppelt. In a similar way to the first two embodiments, it is also possible in the case of the third embodiment according to FIGS. 8 to 12 to use only half of the third embodiment constructed in mirror symmetry. This one-stage design is shown as the fourth embodiment of the invention in FIGS. 14 and 15. In an analogous manner to Fig. 1, the conical planetary rollers 30 are rigidly coupled through a bevel gear b 30 in this fourth embodiment of the present invention Wälzgetriebes, 80 a coupled to the output shaft 80.

Eine fünfte Ausführungsform des erfindungsgemäßen Walzgetriebes ist anhand der Fig. 16 und 17 veranschaulicht. Im Unterschied zur dritten Ausführungsform nach Fig. 8 und 10 sind bei der fünften Ausführungsform nach Fig. 16 und 17 die Laufflächen 100a und 110a der Kegelscheiben 100 bzw. 110 nicht als gerade Kegelflächen, sondern als gekrümmte Kegelflächen ausgebildet. In gleicher Weise sind auch die Laufflächen 30a der Planetenrollen 30 als gekrümmte Kegelflächen ausgebildet. Dazu passend sind die Laufflächen 5a und 5b jeder doppelkegel förmigen Zwischenrolle 5 ebenfalls als gekrümmte Kegelflächen ausgeführt. Infolge der Krümmung aller Kegelflächen bewegt sich der Mittelpunkt S3, welcher konzentrisch zu den Krümmungsflächen der zugeordneten Planetenrolle 30 und der zugeordneten Kegelscheibe 100 bzw. 110 verläuft, auf einer Kreisbahn 90. Damit jede Zwischenrolle 5 der Kreisbahn 90 folgen kann, ist ihre Lagerwelle 6 in der zugeordneten Trägernabe 20a bzw. 20c schwenkbar gelagert.A fifth embodiment of the roller gear according to the invention is illustrated with reference to FIGS . 16 and 17. In contrast to the third embodiment according to FIGS. 8 and 10, in the fifth embodiment according to FIGS. 16 and 17 the running surfaces 100 a and 110 a of the conical disks 100 and 110 are not designed as straight conical surfaces, but as curved conical surfaces. In the same way, the running surfaces 30 a of the planetary rollers 30 are designed as curved conical surfaces. To match the running surfaces 5 a and 5 b of each double-cone-shaped intermediate roller 5 are also designed as curved conical surfaces. As a result of the curvature of all conical surfaces, the center point S3, which runs concentrically to the curved surfaces of the associated planetary roller 30 and the associated conical disk 100 or 110 , moves on a circular path 90 . So that each intermediate roller 5 can follow the circular path 90 , its bearing shaft 6 is pivotally mounted in the associated carrier hub 20 a or 20 c.

Um minimale Bohrreibung zu erreichen, ist es bei der Ausführungsform nach Fig. 16 und 17 erforderlich, daß die Schnittpunkte S1 und S2 der Drehachse 6a jeder Zwischenrolle 5 mit den Fallinien FL1 und FL2 einerseits auf der Getriebelängsachse 1a und andererseits auf der Drehachse 40a der zugeordneten Planetenrolle 30 innerhalb ihres Schwenkbereichs näherungsweise zu liegen kommen. Daraus ergibt sich konstruktiv eine Beschränkung der Anzahl der Planetenrollen 30 auf zwei diametral gegenüberliegende Planetenrollen 30. Bei einer an sich möglichen Vergrößerung der Anzahl der Planetenrollen 30 gemäß Fig. 16 und 17 muß eine höhere Bohrreibung in Kauf genommen werden. Gegenüber den Ausführungsformen mit geraden Kegelflächen ist bei der Ausführungsform nach Fig. 16 und 17 die geringe Bohrreibung annähernd gleichbleibende über den gesamten Verstellbereich vorhanden. Ferner lassen sich die Verstellkräfte über eine Schwenkbewegung der Lagerwellen 6 der Zwischenrollen 5 einleiten, was geringere Verstellkräfte erfordert.To achieve minimum drilling friction, it is necessary in the embodiment according to FIGS. 16 and 17 that the intersection points S1 and S2 of the axis of rotation 6 a of each intermediate roller 5 with the falling lines FL1 and FL2 on the one hand on the longitudinal axis 1 a of the gear and on the other hand on the axis of rotation 40 a of the associated planetary roller 30 come to lie approximately within its swivel range. This results in a design limitation of the number of planet rollers 30 to two diametrically opposed planet rollers 30 . If the number of planetary rollers 30 shown in FIGS. 16 and 17 can be increased per se, a higher drilling friction must be accepted. Compared to the embodiments with straight conical surfaces, in the embodiment according to FIGS. 16 and 17 the low drilling friction is approximately constant over the entire adjustment range. Furthermore, the adjustment forces can be introduced via a pivoting movement of the bearing shafts 6 of the intermediate rollers 5 , which requires lower adjustment forces.

Claims

1. Infinitely adjustable roller gear, characterized by the following features:

(a) at least one conical disk ( 10 , 11 ; 100 , 110 ) with a tapered running surface ( 10 a, 11 a; 100 a, 110 a), which is arranged rotationally symmetrically with respect to the longitudinal axis of the transmission ( 1 a);
(b) a group of rotatably mounted planet rollers ( 3 ; 30 ), which are arranged rotationally symmetrically with respect to the longitudinal axis of the transmission ( 1 a) and each have at least one tapered running surface ( 3 a; 30 a);
(c) at least one group of double-conical intermediate rollers ( 5 ), which
- c1) are arranged between the planet rollers ( 3 ; 30 ) and the conical disk ( 10 , 11 ; 100 , 110 ) in a rotationally symmetrical manner with respect to the longitudinal axis of the gear ( 1 a),
- c2) are rotatably and longitudinally displaceable, and
- c3) each have two separate tapered running surfaces ( 5 a, 5 b);

wherein the facing treads ( 10 a, 11 a; 100 a, 110 a; 3 a; 30 a) of the conical disc ( 10 , 11 ; 100 , 110 ) and the planetary rollers ( 3 ; 30 ) are designed such that the in Section planes through the longitudinal lines of the gearbox ( 1 a) running (FL1, FL2) of these running surfaces are oriented parallel to one another,
each intermediate roll (5) with its first conical bearing surface (5 a) on an associated planetary roller (3; 30) rolls and area with its second conical bearing surface (5 b) on the tapered barrel (10 a, 11 a; 100 a, 110 a) the conical disk ( 10 , 11 ; 100 , 110 ) rolls,
the axes of rotation ( 6 a) of the intermediate rollers ( 5 ) with respect to the falling lines (FL1, FL2) of respectively assigned tapered running surfaces ( 10 a, 11 a; 110 a, 110 a; 3 a; 30 a) of the conical disk ( 10 , 11 ; 100 , 110 ) and the planetary rollers ( 3 ; 30 ) are arranged at an angle, and
wherein the axes of rotation ( 6 a) of all intermediate rollers ( 5 ) of each intermediate roller group together with respect to the conical disk ( 10 , 11 ; 100 , 110 ) and the planetary rollers ( 3 ; 30 ) can be displaced essentially parallel to the longitudinal axis of the transmission ( 1 a), such that the intermediate rollers ( 5 ) of each intermediate roller group are displaced synchronously when their axes of rotation ( 6 a) are displaced in the direction of the longitudinal axis ( 1 a) of the transmission along their axes of rotation ( 6 a) while changing the gear ratio of the roller transmission.

2. Infinitely adjustable roller gear according to claim 1, characterized in that in each of a planetary roller ( 3 ; 30 ) and an intermediate roller ( 5 ) existing roller pairing a position is adjustable in which the axis of rotation ( 4 a; 40 a) of the planetary roller ( 3 ; 30 ) and the axis of rotation ( 6 a) of the intermediate roller ( 5 ) with the falling line (FL2) of the associated tread ( 3 a; 30 a) of the planet roller ( 3 ; 30 ) intersects at a common point (S2).

3. Infinitely adjustable rolling gear according to claim 1 or 2, characterized in that for each of a planetary roller ( 3 ; 30 ) and an intermediate roller ( 5 ) existing roller pairing a position is adjustable in which the longitudinal axis with the gear ( 1 a) coinciding, common longitudinal axis of the conical disk ( 10 , 11 ; 100 , 110 ), the axis of rotation ( 6 a) of the intermediate roller ( 5 ) and the falling line (FL1) of the associated tread ( 10 a, 11 a; 100 a, 110 a) one Conical disc ( 10 , 11 ; 100 , 110 ) intersects in a common point (S1).

4. Infinitely adjustable roller gear according to one of claims 1 to 3, characterized in that all tapered barrel surfaces are straight conical surfaces, with a linear Contact between the rolling treads he follows.

5. Infinitely adjustable rolling gear according to one of claims 1 to 3, characterized in that all tapered Treads are curved tapered surfaces, with one line shaped contact between the rolling barrel surfaces.

6. Infinitely adjustable roller gear according to one of claims 1 to 5, characterized in that the width and the cone angle of the first and second treads ( 5 a, 5 b) of each intermediate roller ( 5 ) and their diameter are selected so that the first and second treads ( 5 a, 5 b) are substantially mirror-symmetrical with respect to a normal (normal) on the adjacent treads of the associated planetary roller ( 3 ; 30 ) and the conical disk ( 10 , 11 ; 100 , 110 ), which pass through the center (S3) of the intermediate roller ( 5 ).

7. Infinitely adjustable roller gear according to one of claims 1 to 6, characterized in that each planetary roller ( 3 ) with its axis of rotation ( 4 a) parallel to the longitudinal axis of the gear ( 1 a) and the coincident longitudinal axis of the conical disk ( 10 , 11 ; 100 , 110 ) is arranged.

8. Infinitely variable roller transmission according to one of claims 1 to 7, characterized in that only a single drive-side conical disk ( 11 ; Fig. 1 and 2) is provided that the planetary rollers ( 3 ) each with a spur gear ( 3 b) coupled are, and that all spur gears ( 3 b) of the planet rollers ( 3 ) mesh with a ring gear ( 8 a).

9. Infinitely adjustable roller gear according to one of claims 1 to 7, characterized in that two conical disks ( 10 , 11 ; 100 , 110 ) are provided at a distance from each other, that each planetary roller ( 3 ) is double-conical with two tapered running surfaces ( 3 a) is formed, and that two groups of intermediate rollers ( 5 ) are provided, the intermediate rollers ( 5 ) of one group on the first tapered running surfaces ( 3 a) of the planetary rollers ( 3 ) and the intermediate rollers ( 5 ) of the other group on Roll off the second tapered running surfaces ( 3 a) of the planetary rollers ( 3 ).

10. Infinitely adjustable roller gear according to one of claims 1 to 9, characterized in that the planet rollers ( 3 ) in two annular, opposite planet carriers ( 2 a, 2 b) are mounted.

11. Infinitely adjustable roller gear according to claim 10, characterized in that the bearing shafts ( 6 ) of all intermediate rollers ( 5 ) of an intermediate roller group in the adjacent planet carrier ( 2 a or 2 b) are fixedly mounted.

12. Infinitely adjustable roller gear according to claim 10 or 11, characterized in that a planet carrier (z. B. 2 a) relative to the other planet carrier (z. B. 2 b) by an angle of rotation with respect to the transmission longitudinal axis ( 1 a) is rotatable that when the one planet carrier ( 2 a) is rotated, the axes of rotation ( 4 a) of the planet rollers ( 3 ) can be pivoted by a slip angle (+ α, -α) relative to a neutral position.

13. Infinitely adjustable roller gear according to one of claims 1 to 6, characterized in that each planetary roller ( 30 ) is designed in the form of a simple truncated cone and with its axis of rotation ( 40 a) perpendicular to the longitudinal axis of the gearbox ( 1 a) and the longitudinal axis of the conical disk ( 10 , 11 ; 100 , 110 ) is arranged.

14. Infinitely adjustable rolling gear according to one of claims 1 to 6 and 13, characterized in that only a single drive-side conical disk ( 110 ; Fig. 14 and 15) is provided that the planetary rollers ( 30 ) each with a bevel gear ( 30 b) are coupled, and that all bevel gears ( 30 b) of the planetary rollers ( 30 ) mesh with a central bevel gear ( 80 a).

15. Infinitely adjustable roller gear according to one of claims 1 to 6 and 13, characterized in that two conical disks ( 10 , 11 ; 100 , 110 ) are provided at a distance, and that two groups of intermediate rollers ( 5 ) are provided, wherein unwind the intermediate rollers ( 5 ) of both groups on the tapered running surfaces ( 30 a) of the planet rollers ( 30 ).

16. Infinitely adjustable roller gear according to claim 15, characterized in that the bearing shafts ( 6 ) of all, on a common conical disk ( 100 or 110 ) rolling intermediate rollers ( 5 ) distributed in a star shape on a common carrier hub ( 20 a or 20 c) are fastened, the two carrier hubs ( 20 a and 20 c) being arranged rotationally symmetrically with respect to the longitudinal axis of the gear ( 1 a) and being rigidly connected to one another, and that all the axle journals ( 40 ) of the planetary rollers ( 30 ) are distributed in a star shape in a common, central carrier slide ( 20 b) are mounted, which is slidably mounted on the fixed connection ( 21 ) between the two axially displaceable carrier hubs ( 20 a and 20 c).

17. Infinitely adjustable roller gear according to claim 16, characterized in that the carrier hub ( 20 b) is coupled to the output shaft ( 80 ) and that the output-side conical disk ( 100 ) is fixed.

18. Infinitely adjustable roller gear according to claim 16, characterized in that the carrier hub ( 20 b) is fixed and that the output-side conical disc ( 100 ) is coupled to the output shaft ( 80 ).

19. Infinitely variable rolling gear according to claim 16, characterized in that the carrier carriage ( 20 b) relative to the carrier hubs ( 20 a, 20 c) can be rotated by an adjusting angle (+ α, -α) with respect to the longitudinal axis of the transmission ( 1 a).

20. Infinitely variable rolling gear according to claim 16, characterized in that the supporting axes ( 40 ) of the planetary rollers ( 30 ) in the carrier slide ( 20 b) are axially displaceably supported and are supported with their axial ends on edge surfaces of the polygonal output shaft ( 80 ) .

21. Infinitely variable roller transmission according to claims 5 and 16, characterized in that when forming all tapered running surfaces ( 5 a, 5 b, 30 a, 100 a, 110 a) as curved cone surfaces, the bearing shafts ( 6 ) of the intermediate rollers ( 5 ) are articulated on the carrier hubs ( 20 a, 20 c).