DE2343804C2

DE2343804C2 - Zahnradgetriebe für ein zyklisch variables Übersetzungsverhältnis

Info

Publication number: DE2343804C2
Application number: DE19732343804
Authority: DE
Inventors: John Hugh Kitchener Ontario Kerr
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1972-08-31
Filing date: 1973-08-30
Publication date: 1982-02-25
Also published as: FR2200933A5; JPS49100455A; CA990103A; DE2343804A1; JPS5942181B2; GB1451328A

Description

A/B-Verhältnis zwischen 1 und 4

Asymmetrieverhältnis zwischen 0,5 und 0,95

Richtverhältnis zwischen -0,2 und +0,2

Zyklisches Verhältnis zwischen 1/10 und 10

Zyklüsverhältnis zwischen 1/10 und 10/1,

worin χ die Anzahl der Zähne bzw, Lücken eines jeweiligen Zahnrades und y eine Zunahme an Dicke,

Die Erfindung bezieht sich auf ein Zahnradgetriebe, wie es im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 angegeben iss.

Ein Zahnradgetriebe, das die Merkaale des Oberbegriffes des Patentanspruchs 1 aufweist, ist aus der DE-AS 11 19 618 bekannt. Dieses Getriebe dient dazu, ein allein mit aufeinander gleitenden Teilen arbeitendes Malteser-Getriebe durch ein solches mit Zahnrädern zu ersetzen, wobei aber auch das aus dieser DE-AS bekannte Getriebe einen Nockenwellenantrieb mit gleitender Kraftübertragung hat Außerdem ist in diesem bekannten Getriebe ein Zahnsegmentteil vorhanden, so daß dort drei Arten von Kraftübertragungselementen vorliegen. Dieses bekannte Getriebe hat ein Paar miteinander kämmender exzentrische Zahnräder. Sie dienen zur Umwandlung eines Drehmomentes mi» wenigstens zeitweise konstanter Winkelgeschwindigkeit in ein Drehmoment mit während einer Umdrehung sich laufend ändernder Winkelgeschwindigkeit. Der bereits erwähnte Nockenantrieb wirkt zusammen mit dem Zahnsegmentantrieb dahingehend, eine Hin- und Herbewegung eines Zahnrades zu bewirken. Dieses hin- und herbewegte Zahnrad und ein mit dem erwähnten exzentrischen Abtriebszahnrad gekoppeltes Zahnrad bilden beide als Kegelräder ausgebildet zusammen die einander gegenüberstehenden Zahnräder eines Differentialgetriebes, das außerdem wenigstens ein zugehöriges Kegelrad-Ritzel aufweist. Zur gegenseitigen Anordnung der Getriebeteile ist noch darauf hinzuweisen, daß d^;e mit nichtkonstdnter Abtriebswinkelgeschwindigkeit arbeitende Nockenantriebs-Zahnsegmenteinheit in Richtung des Kraftflusses vom Eingang zum Ausgang erst hin»er dem Paar exzentrischer Zahnräder angeordnet ist.

Dieses bekannte Getriebe ist für die Verwendung in einem Filmapparat vorgesehen.

Ein weiteres bekanntes Getriebe mit unrunden, nämlich elliptischen Zahnrädern ist aus der FR-PS 11 39 782 bekannt. Auch dieses Getriebe dient der Erzeugung ungleichförmiger periodischer Abtriebswinkelgeschwindigkeit. Wie insbesondere aus der dort angegebenen Pig.4 Und deren Beschreibung hervorgeht, ist das zentrale elliptische Zahnrad 1 feststehend. Um dieses herum bewegt sich als Satellit ein weiteres elliptisches Zahnrad 2, das mit eitlem weiteren

elliptischen Zahnrad 3 fest verbunden ist. Das Abtriebszahnrad 4 dieses Getriebeteils, das ebenfalls elliptisch ist, kämmt mit dem Zahnrad 3. Diese Vielzahl elliptischer Zahnräder dient dazu, einen periodisch nicht konstanten Abtrieb mit koaxialer Antriebswelle und Abtriebswelle zu erhalten.

Aus der FR-PS 9 96 723 ist ein Getriebe mit regelbarer Abtriebsgescbwindigkeit bekannt, das unrunde Zahnräder aufweist, die mit Kurbelantrieben gekoppelt sind Die Kurbelantriebe haben Hebel mit zur Geschwindigkeitsveränderung veränderbarem Hebeldrehpunkt Diese Hebel wirken auf hin- und hergehende Teile mit eingebauten Zahnstangen. Diese Zahnstangen wiederum greifen in ein Zahnrad ein, das bei Hin- und Hergehen dieses Teils mit den einander gegenüberliegenden Zahnstangen in Rotation versetzt wird. Damit die Rotation dieses Zahnrades dauernd gleichen Drehsinn hat, und zwar trotz des Hin- und Hergehens der Zahnstangen, sind im Inneren dieses Zahnrades zwei Freilaufkupplungen angeordnet, die einander entgegengesetzte Freilaufwirkung haben, so daß beim Hinweg nur die eine Zahnstange und beim Rückweg des Teiis mit den Zahnstangen nur die andere Zahnstange ein Moment auf dieses Abtriebszahnrad mit den Freilaufkupplungen hat Der Vollständigkeit halber sei darauf hingewiesen, daß bei dem Getriebe dieser FR-PS zwei miteinander zusammenwirkende verstellbare Hebelantnebe vorgesehen sind, deren beide von den erwähnten Zahnstangen angetriebenen Zahnräder auf ein gemeinsames Differentialgetriebe wirken.

Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein neues Getriebe mit steuerbar variabler Übersetzung anzugeben, das mit Zahnradübersetzungen (anstelle von Kraftübertragung über aufeinander gleitenden Flächen hinweg) arbeitet und das wenigstens weitgehend identische Zahnräder mit zyklisch variablem Obersetzungsverhältnis hat

Diese Aufgabe wird für ein Getriebe nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 erfindungsgemäß mit den Merkmalen des Kennzeichens des Patentanspruchs 1 geiöst und Ausgestaltungen und Weiterbildungen gehen aus den Unteranspriichen 2 bis 5 hervor

Ein Zahnradgetriebe nach der Erfindung hat die Eigenschaft einer sinusförmigen dynamischen Übertragung zwischen Antrieb und Abtrieb, die miteinander vertauschbar sind. Hierzu können bei Antrieb der ersten Welle die angetriebenen Zahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis kongruente Paare kontinuierlich rotierender Stirnräder sein und an den beiden Kegelrädern eines Differentials befestigt oder so angeordnet sein, daß sie zyklisch mit diesen Kegelrädern gekoppelt werden. Bei dieser Ausführung ist eine zweile im Getriebe außeraxiale gemeinsame Welle vorgesehen, die das Differentiallager und die Differentialritzel trägt. Die kongruenten Stirnräder haben Teilkreisprofile, die bei Drehung der beiden differenticll angeordneten getriebenen Zahnräder durch die Antriebszahnräder, die fest auf einer zugeordneten und konstant rotierenden parallelen Welle angeordnet sein, eine Änderung der Drehbewegung des Differentiallagers und der zugeordneten Welle gegenüber dem stationären Rotationszustand ermöglichen. Diese Änderung erfolgt derart, daß bei einer Vergrößerung oder Verkleinerung des relativen Winkels der Antriebszahnräder zu ihrer gemeinsamen Welle zyklische Überfangsperioden konstanter Geschwindigkeit auftreten, die progressiv größer und dann kleiner als der Stationäre Rotationszusiand sind. Dadurch wird ein mechanischer Rechteckwellengenerator gebildet, der eine Änderung der Amplitude der Geschwindigkeitskurve des Differentiallagers gemäß einem zyklischen sinusförmigen Muster gegenüber der normalen Rotationsgeschwindigkeit ermöglicht

Die Erfindung wird im folgenden anhand von Ausführungsbeispielen und charakteristischen Betriebskurven unter Bezugnahme auf die Zeichnungen beschrieben. Es zeigen

ίο F i g. 1 bis 3 drei Grundprofile von Generatorelementen,

F i g. 4 eine vorzugsweise angewendete Zahnungsanordnung,

Fig.5 eine graphische Darstellung der Rotationseigenschaften kongruenter Generatorenelemente,

F i g. 6 die Grundausführung eines Rechteckwellengenerators,

Fig.7 bis 9 die Augenblicksgeschwindigkeiten des Differentiallagers und der getriebenen Generatorelemente für -lie in F i g. 1 bis 3 gezeigten Profile, für einen »In Phase«-Zustand,

Fig. 10 bis 22 das sich ändernde zyicii· ehe Muster des Differentiallagers für die in F i g. 1 gezeigten Profile,

F i g. 23 bis 25 das sich ändernde zyklische Muster des Differentiallagers für die in F i g. 2 gezeigten Profile,

F i g 26 bis 33 das sich ändernde zyklische Muster des Differentiallagers für die in F i g. 3 gezeigten Profile,

F i g. 34 die relative Anordnung der angetriebenen und der treibenden Generatorelemente von vier Generatoren mit Profilen nach F i g. 2,

Fig. 35 den 90°-Arbeitszyklus der Anordnung nach F i j·. 34.

Fig. 36 den 90°-Arbeitszyklus mit Profilen nach Fig. 1.

Fig. 37 den Arbeitszyklus in Abhängigkeit von dem Asymmetrieverhältnis.

F i g. 38 die erforderliche Phasenverschiebung in Abhängigkeit vom Asymmetrieverhältnis,

F i g. 39 den Zusammenhang zwischen PerioJe und Arbeitszyklus,

F i g. 40 die Auswirkungen des Asymmetrieverliältnisses tür die Perioden.

F i g. 4! die Auswirkung des Richtverhältnisses auf die Perioden.

F i g 42 die Auswirkung des A/B-Verhältnisses auf die Perioden.

F i g. 43 bis 46 einfache Übertragungsanordnungen mit Freilaufkupplungen,

Fig. 47 eine einfache Übertragungsanordnung mit zusätzlicher epizyklischer Zahnradanordnung,

F ι g. 48 eine zusammengesetzte Serienübertragung mit zusätzlicher epizyklischer Stirnradübersetzung,

F i g. 49 eine einfache Übertragungsanordnung mit zusä.Sicher epizyklischer Zahnradübersetzung, programmierten Kupplungseinheiten und einer- in zwei Richtungen wirksamen Abtriebselement,

F i g. 50 eine einfache Übertragungsanordnung mit zusätzlicher epizyklischer Zahnradübersetzung, programmierten Kupolungseinheiten und einem in einer Richtung wirkenden Abtriebselement

Fig.51 bis 56 und 58 die veränderlichen kinemati· sehen Eigenschaften der Übertragungen nach Fig.49 und 50,

F i g. 57 das Profil eines Auskopplungsnockens nach Fig.49und50,

F i g. 59 die kinematischen Eigenschaften der Anordnungen nach F i g. 43 bis 46,

F i g. 60 eine einfache Serienübertragung mit zusätzli-

eher epizyklischer Zahnradübersetzung, Freilaufkupplungen und elektrischem Steuermotor,

Fig.61 die Anlaufzahnräder der Anordnung nach F ig. 60,

F i g. 62 die kinematischen Eigenschaften der Anordnung nach F i g. 60 für verschiedene Übertragungsverhältnisse der Eingangsgeschwindigkeit,

Fig.63 eine einfache Übertragungsanordnung mit zusätzlicher epizyklischer Zahnradübersetzung und elektrischem Steuermotor,

Fig. 64 eine einfache Reihenübertragung mit zusätzlicher epizyklischer Zahnradübersetzung und Umkehrwelle,

F i g. 65 eine einfache Serienübertragung mit programmierten Kupplungen,

Fig.66 die Anlaufzahnräder der Anordnung nach F ig. 65.

Fig.67 und 68 einen durch die Winkelgeschwindigkeitsteuerbaren hydraulischen Steuermechanismus.

Fig.69 bis 71 die Teilungskreisprofile von Stirnrad-Rechteckwellengenerator-Elementen unterschiedlicher Ausführung,

Fig.72 eine perspektivische Innenansicht einer Verbundübertragung mit zusätzlicher epizyklischer· Zahnradübersetzung und Handsteuerung und

Fig.73 eine zusammengesetzte einfache Übertragungsanordnung.

Bezeichnungen und Symbole

Antriebsbeteiligte Elemente sind rotierende Elemente des Antriebssystems, die direkt an der Übertragung externer Drehmomente beteiligt sind;

nicht-antriebsbeteiligte Elemente sind Elemente des Antriebssystems, die nicht direkt an der Übertragung externer Momente beteiligt sind;

Anlaufräder

die letzten und diesen benachbarten reinen Zahnradelemente der grundlegenden inversen Zahnradübersetzungen, wobei das letzte Element unabhängig von der Drehmomentenrichtung zwischen beiden Zahnrädern als das angetriebene Zahnrad bezeichnet ist:

Anlaufverhältnis

Anzahl der Zähne eines Antriebselementes geteilt durch die Anzahl der Zähne eines angetriebenen Elements;

Generatorelemente

die kongruenten Paare von Stirnrädern mit variablem Übersetzungsverhältnis, wobei für das Antnebszahnrad eine konstante Winkeldrehung unabhängig von der Drehmomentrichtung zwischen beiden Zahnrädern vorausgesetzt wird;

in Phase

bezogen auf den Winkel zwischen den Antriebszahnrädern, wenn das Difierentiallager eine konstante Geschwindigkeit hat;

Periode

bezeichnet die Übergangszustände der Kreisbewegung des Differentiallagers bei konstanter Drehung, wenn Drehmomentbelastungen bei diesen Zuständen einen Teil des kinematischen Kontinuums der Übertragung bilden;

Arbeitszyklus

der durchlaufende Winkel der Periode gemessen an dsr Winkelversetzun*⁷ der Antriebszaiinräder;

Arbeitskurven

die Sektoren der Teilkreisprofile der Generatorelemente, die während der Periode belastet werden;
zyklisches Verhältnis

das Verhältnis der Teilkreisumfänge von Antriebszahnrad und angetriebenem Zahnrad;
Zyklusverhältnis

die Anzahl der Zyklen für das Antriebszahnrad geteilt durch die Anzahl der Zyklen des angetriebenen Zahnrades, ausgedrückt als Bruch, d. h. Vi, Ui, ²/i usw.;

Asymmetrieverhältnis

der maximale eingeschlossene Winkel zwischen dem maximalen und dem minimalen Radius des Antriebselementes geteilt durch den eingeschlossenen Winkel des Musterzyklus;

Übersetzung

die Änderung der Winkelgeschwindigkeit oder des Drehmoments an einem angetriebenen Element verursacht durch die Eigenschaften des Rechteckwellengenerators;

Übersetzungsverhältnis

bestimmte Übersetzung zwischen zwei gegebenen Antriebselementen bezogen auf ihre Normaldrelv zahl;
War

die Augenblicksgeschwindigkeit der angetriebenen

Generatorelemente;
W_n

die Augenblicksgeschwindigkeit der treibenden Generatorelemente;

Q CT

Qtr

das Verhältnis der Augenblicksgeschwindigkeit des angetriebenen Zahnrades oder des Differenliallagers zu derjenigen der angetriebenen Generatorelemente;

die Winkelversetzung des angetriebenen Zahnrades bezogen auf den Zyklus des Antriebszahnrades der Generatorelemente;

die Winkelversetzung der Antriebselemente gemessen in Grad,

TOR

der Abstand zwischen den Wellen der treibenden und der angetriebenen Generatorelemente;

Anlaufverhältnis;

Übersetzungsverhältnis;
Tas

das Verhältnis des Drehmoments über die inversen Zahnradanordnungen zu dem Drehmoment pader Antriebswelle der Übertragung;

Pr/R

das Verhältnis zwischen den koaxialen Zahnrädern der epizyklischen Zahnradübersetzung verwendet

als Sekundär/erstärker;
L

die axiale Versetzung der zylindrischen Nocken der extern programmierten Kupplungseinheiten;
Rad. PC 77?

der Augenblicksradius des Teilkreises der treibenden Generatorelemente;
Rad PC GT

der Augenblicksradius des Teilkreises der angetrie-_&5 benen Generatorelemente;
cc

Winkelbeschleunigung der angetriebenen Generatorelemente;

zyklisches Verhältnis!

das Augenblick'Übefsetzungsverhältnis zwischen dem Differentiallager und dem Antriebszahnrad des Rechteckwellerigenerators bei Erzeugung einer Periode;

Zeit gemessen an der Winkelversetzung der treibenden Geriefatofelemefite;

Das Integral

Winkelgeschwindigkeit der Abtriebswel'ie;

Winkelgeschwindigkeit der Antriebswelle;

zyklische Kopplungsfrequenz der Kopplungseinheiten;

theoretischer mechanischer Wirkungsgrad der Energieübertragung bei einem v'eriust von ϋ,5Ψο;
i χ, 2 χ usw.

Multiplikation mit 1,2 usw.

Beschreibung

Ein Paar gleicher zugeordneter Stirnräder hat konstante Teilkreisradien; ein Paar gleicher, kontinuierlicher rotierender Stirnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis hat zyklisch variable Teilkreisradien. Für jedes gegebene Paar Stirnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis kann das kinematische Geschwindigkeitsdiagramm des angetriebenen Zahnrades bei mit konstanter Geschwindigkeit rotierendem Antriebszahnrad graphisch durch eine Kurve des sich lindernden Geschwindigkeitsverhältnisses zwischen beiden Zahnrädern in Abhängigkeit von der konstanten Winkelversetzung des Antriebszahnrades dargestellt werden.

Θ ι n Koordinate
R Ordinate

Die Bemessung der Teilungsprofile der Kombination aus angetriebenem und Antriebszahnrad, durch die die kinematischen Kreisbewegungen in der Rotation des angetriebenen Zahnrades hervorgerufen werden, kann in bezug auf die Winkelversetzung ausgedrückt werden, da sie sich auf die Versetzung des Antriebszahnrades bezieht Dies erfolgt durch Differentiation und Integration der Beziehung für R in Abhängigkeit von Θ tr.

Die erste Ableitung

UR

d Θ tr

gibt den Zusammenhang der Winkelbeschleunigung des angetriebenen Zahnrades in Abhängigkeit von der Versetzung des Antriebszahnrades an.
Die zweite Ableitung

d²R

de,

gibt den Zusammenhang des Beginns der Beschleunigung des angetriebenen Zahnrades mit der Versetzung des Antriebszahnrades an.

f \_R-

W_T

t + -^1] Ji]Jj]Jj usw.

gibt die Winkelversetzung des angetriebenen Zahnra des in bezug auf diejenige des Antriebszahnrades an. Die Beschleunigung in den Kreisbewegungen des angetriebenen Zahnrades wird für den obigen Ausdruck

ίο der Winkelversetzung als konstant angenommen. Die Beschleunigung ist bei bestimmten Kreisbewegungen in dem kinematischen Geschwindigkeitsdiagramm des angetriebenen Elements bei dieser Technologie auch variabel. Diese Fälle sind im nächsten Abschnitt beschrieben.

Paare gleicher Stirnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis, deren Profile die Forderungen für Rechteckwellengeneratorelemente erfüllen, werden als Paare von Stirnrädern bezeichnet, die Übergangsperio-

2ö den in dem kinematischen Geschwindigkeitsdiagramm des angetriebenen Zahnrades erzeugen, wobei verlängerte konstante Beschleunigung und minimale konstante Geschwindigkeit bei maximaler Amplitude oberhalb und unterhalb der mittleren zyklischen Geschwindigkeit

des angetriebenen Zahnrades auftreten. Die Darstellung in F i g. 5 zeigt den allgemeinen Ort des Verhältnisses R für Generatorelemente, deren Profile diese Anforderungen erfüllen. Die Teile (c) und (g) dieser Ortskurve gelten für konstante Beschleunigung, die Teile (a)und (e)

für konstante Geschwindigkeit und die Teile (b), (d), (f) und (h) für variable Beschleunigung. Die in F i g. 5 gezeigte graphische Darstellung zeigt das kinematische Geschwindigkeitsdiagramm des in F i g. 1 dargestellten angetriebenen Elements mit negativer Steigung. Die Anwendung des Prinzips der kinematischen Umkehrung der in F i g. 5 gezeigten Kurve würde zu der Kurve für das in F i g. 1 gezeigte angetriebene Element mit positiver Steigung führen.

Fig.6 zeigt die grundlegende Anordnung eines mechanischen Rechteckwellengenerators. Das feste Anlriebszahnrad 3 und das feste statische Element des Steuermechanismus 2 sind auf der Antriebswelle 1 befestigt Zwischen dem Antriebszahnrad und dem statischen Element ist ein Antriebs-Steuerzahnrad 5 frei drehbar auf der Antriebswelle angeordnet, das dem Steuermechanismus 4 zugeordnet ist. Ein Einstellelement 6 verbindet das letztgenannte Elementenpaar mit dem erstgenannten bei einem beliebigen relativen Winkel zueinander. Die benachbarte parallele Welle 12 ist an dem Differentiallager 11 und dem Ritzel 13 befestigt welches wiederum durch eine Mutter 14 befestigt ist Auf den parallelen Wellen sind eingreifend in das Ritye! 13 Kegelzahnräder 8 und 10 mit dem festen angetriebenen Zahnrad 7 sowie einem angetriebenen Zahnrad 9 vorgesehen.

Wenn sich die Antriebswelle mit konstanter Geschwindigkeit dreht und das Antriebszahnrad unter einem bestimmten Winkel angekoppelt ist so kann die Augenblicksgeschwindigkeit des Differentiallagers, bezogen auf die Versetzung der Antriebswelle, durch den folgenden Ausdruck angegeben werden:

„.. _ j?(fest) + ^(angetriebene Steuerzahnräder)

F i g. 9 zeigt die relativen Geschwindigkeitsdiagramme der angetriebenen festen (positive Steigung) und der angetriebenen steuernden (negative Steigung) Zahnrä-

der und des Differentiallagefs des in F i g. 6 gezeigten Rechteckwellengenerators, wobei die Generatorelemente die Profile nach F i g. 1 haben und die Antriebszahnräder an dem Bezugspunkt für »In Phase«-Betrieb miteinander verbunden sind. Der Augenblickswert für /?/Lager bleibt während des Zyklus eins, da die nalbe Summe der Werte R für die angetriebenen Zahnräder immer den Wert 1 hat. Jede Änderung dec Winkels, unter dem die beiden Antriebszahnräder miteinander verbunden sind, wird auch den Zusammenhang zwischen den kinematischen Geichwindigkeitsdiagrammen der beiden getriebenen Zahnräder ändern und danach ein sinusförmiges kinematisches Geschwindigkeitsdiagramm des Differentiallagers erzeugen.

Der in Fig.5 gezeigte Ort kann das kinematische Geschwindigkeitsdiagramm eines jeden Stirnrades als ingetriebenes Element eines Rechteckwellengenerators wiedergeben und somit auf die hier in Betracht kommende Technologie angewendet werden, indem die Maßstäbe für Koordinate und Ordinate bezüglich der beschriebenen Abschnitte geändert werden und die wesentlichen Eigenschaften, die durch die erste und iweite Ableitung des Ausdrucks für R in Abhängigkeit Von θ tr maximiert werden.

Durch Änderung des Wertes der Ordinate Qtr— 270° auf den Wert 180° gibt die in Fig.5 gezeigten Kurve das kinematische Geschwindigkeitsdiagramm des symmetrischen Profils des angetriebenen Elements in F i g. 2 in. In ähnlicher Weise kann die Kurve nach F i g. 5 auch das kinematische Geschwindigkeitsdiagramm des nichtlymmetrischen, richtungsabhängigen Profils des angetriebenen Elements nach Fig.3 angeben. Durch Anwendung des Prinzips der kinematischen Umkehrung auf das einzelne Paar angetriebener/antreibender Stirnräder in F i g. 2 und 3 wird die zyklische Beziehung der mit negativer und positiver Steigung versehenen und differentiell angeordneten angetriebenen Zahnräder beider Anordnungen so, wie in Fig.8 und 7 dargestellt. Das kinematische Geschwindigkeitsdiagramm der Differentiallager ist wiederum die halbe Summe der Augenbiickswerte für R, bezogen auf die Versetzung der Aiitrietsüzahnräder. Die Geschwindigkeitsdiagramme der Lager der Differentiale nach F i g. 8 und 7 zeigen den Zustand, wenn die Antriebszahnräder miteinander derart verbunden sind, daß die Perioden des Differentiallagers den Wert 1 haben. Es sei bemerkt, daß das kinematische Geschwindigkeitsdiagramm des Differenliallagers nach F i g. 7 für die nicht-symmetri-•chen und richtungsabhängigen Generatorelemer^e nach Fig.3 nicht während des gesamten Zyklus der Kreisbewegungen der getriebenen Zahnräder den Wert 1 behält, wie es für die Generatorelemente nach F i g. 1 und 2 der Fall ist, da die Summe der Augenbiickswerte von R des gesamten Zyklus im letzteren Falle nicht konstant bleibt

Der Augenblickswert für R für das angetriebene Zahnrad kann in Abhängigkeit von der Winkelversetzung des Antriebszahnrades als das Augenblicksverhältnis des Teilkreisradius des Antriebszahnrades zu demjenigen des angetriebenen Zahnrades ausgedrückt werden (das inverse Verhältnis der Radien=R):

R =

Rad PC TR Rad PC GT

sich ferner die Folgende Beziehung für die Radien dieser Elemente:

Rad PC GT+ Rad PC TR= 1

Durch algebraische Addition der beiden Ausdrücke und Umordnung ergibt sich die Folgende Beziehung zwischen den jeweiligen Augenblicks-Teilkreisradien R und dem Mittenabstand /:

Rad PC GT

Rad PC TR

R+ I

/ R R+ I

(1)

12)

Da der Mittenabstand der angetriebenen xu den antreibenden Generatorelementen konstant ist, ergibt Da R einen maximalen und einen minimalen Wert im kinematischen Geschwindigkeitsdiagramm aller angetriebenen Generatorelemente hat, kann durch Substitution dieser Werte in Gleichung (2) und Einsetzen des Wertes 1 für / ein dimensionsloses Verhältnis des maximalen zum minimalen Teilkreisradius alle angetriebenen/treibenden Stirnräder mit demselben Verhältnis maximaler zu minimaler Rotation im kinematischen Geschwindigkeitsdiagramm des angetriebenen Zahnnids unabhängig von den tatsächlichen Abmessungen der Zahnräder bestimmen. Dieses Verhältnis wird als das A/B-Verhältnis der Stirnradelemente des Rechteckwellengenerators bezeichnet und bestimmt ein Teilkreisprofil, das derartige Zahnräder beschreibt. Es sei bemerkt, daß das A/B-Verhältnis in gleicher Weise auf Stirnradelemente von Rechteckwellengeneratoren mit unterschiedlichen zyklischen Verhältnissen angewendet werden kann.

Da die Perioden konstanter Geschwindigkeit in den Kreisbewegungen des angetriebenen Zahnrades auf die Winkelversetzung des Antriebszahnrades bezogen sind, graphisch ausgedrückt durch den Maximalwert und den Minimalwert der Kurve für das Verhältnis R, steht die graphische Symmetrie in direktem Zusammenhang mit dem tatsächlichen Winkel zwischen dem maximalen und dem minimalen Radius des Teilkreisprofils <Ies Antriebszahnrades. Entsprechend bezeichnet das Asymmetrieverhältnis ein Teilkreisprofil speziell für alle angetriebenen/treibenden Stirnradelemente und gibt den maximalen eingeschlossenen Winkel zwischen dem Maximalwert und dem Minimalwert geteilt durch den eingeschlossenen Winkel des Zyklus sich wiederholender Diagramme an. Das Asymmetrieverhältnis betrifft in

so gleicher Weise auch Stirnräder mit unterschiedlichen zyklischen Verhältnissen, da gemäß Definition das Asymmetrieverhältnis auf den Kurvenzyklus der Antriebszahnräder bezogen ist
Das Richtverhältnis der Stirnradelemente ist ein Maß für die Symmetrie der maximalen und der minimalen kinematischen Geschwindigkeit des angetriebenen Zahnrades bezüglich seiner mittleren zyklischen Geschwindigkeit und wird als Versetzung des Mittelwertes der maximalen und minimalen Werte von R gegenüber dem »In Phase«-Zustand der Geschwindigkeit ausgedrückt Diese Versetzung kann entweder positiv oder negativ sein. Der Einfluß des Richtverhältnisses auf das Profil der angetriebenen/treibenden Elemente besteht darin, kongruente Sektoren so zu ändern, daß sie gemeinsame Stirnradsektoren werden, die ausgeprägte Unregelmäßigkeiten der Profile abschwächen.

Die Ausdrücke »zyklisches Verhältnis« und »Zyklusverhältnis« erklären sich selbst und sind oben erläutert

Il

ßie vorstehenden Ausführungen bestätigen die endlose Anzahl möglicher StirnrKdprofile mit variablem Übersetzungsverhältnis, die direkt bei einem Rechieckwellengeneratof eingesetzt werden. Ferner werden dadurch Kriterien festgelegt, mit denen die Profile verwirklicht werden können. Die im folgenden beschriebenen Figuren zeigen diese Eigenschaften, wobei F i g. 10 bis 22, F i g, 23 bis 25 und F i g. 26 bis 33 die sich ändernden kinematischen Geschwindigkeitsdiagramme des Differentiallagefs für Stirnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis betreffen, die die drei Grundprofile nach F i g. 1,2 und 3 haben. Die Änderung erfolgt durch Änderung des Verbiindungswinkels zwischen den Antriebszahnrädern, so daß die Amplitude der Perioden der konstanten Geschwindigkeit sich von einem Maximalwert van 13 x bis zu einem Minimalwert von 0,7 χ des mittleren Geschwindigkeitswertes der angetriebenen Zahnräder nach F i g. 1 und 2 und von einem Maximalwert von 1,35 χ zu einem Minimalwert von 0,85 χ des entsprechenden Wertes der angetriebenen Zahnräder nach F i g. 3 ändert.

Die Größen A/B-Verhältnis, Asymmetrieverhältnis, Richtverhältnis, zyklisches; Verhältnis und Zyklusverhältnis für angetriebene/treibende Stirnrad-Rechteckwellengeneratorelemente üind aus sich selbst verständlich. Die Auswirkungen auf das kinematische Geschwindigkeitsdiagramm des Differentiallagers eines Rechtwellengenerators bei Änderung dieser Kriterien sind in F i g. 37 bis 42 dargestellt und angegeben, um jegliche Mehrdeutigkeit der Definition für Rechteckwellengeneratorelemente zu vermeiden. Besondere Erläuterungen der Kurven sind nicht erforderlich, da die Ordinaten oben erläutert sind.

Die vorstehende Beschreibung betraf das Teilkreisprofil von Stirnzahnrädern als Elemente eines Rechteckwellengenerators. F i g. 4 zeigt nun die Ausführung der Zähne der angetriebenen/treibenden Generatorelemente nach F i g. 1, wobei für das Verhältnis von Zähnen lu Lücken des jeweiligem Elements die folgenden Beziehungen gelten:

Angetriebenes Zahnrad =■

Antriebszahnrad

χ + ν Zähne

Lücken

Zähne

λ + ν Lücken

Dabei ist y eine Zunahme an Dicke, die in dem Bereich Ix bis Ox der normalen Zahn- oder Lückendicke fällt Die Mitte der übergroßen Lücke fällt mit dem minimalen Radius des Aratriebszahnrades zusammen, wodurch jeweils die Mitte des überdicken Zahns auf den maximalen Radius des angetriebenen Zahnrads fällt. Diese Ausführung ergibt einen Zahn größerer Festigkeit und erleichtert die Herstellungsprobleme derartiger Zahnräder.

In der folgenden Beschreibung werden die kinematischen Ausführungen einfacher Übertragungen lediglich für eine inverse Getriebeschleife erläutert Die Ausführungen beziehen sich auf das Vorhandensein von vier inversen Getriebezügen, die gleichmäßig zu den gemeinsamen Antriebselementen und angetriebenen Zahnrädern angeordnet sind und wobei der »In Phase«-Zustand der Generatorelemente gemäß F i g. 34 gilt Hierbei sind die Teile 3 und 5 die festen bzw. steuernden Antnebszahnriider und die Teile 7 und 9 die angetriebenen Zahnräder des in Fig.6 gezeigten RechteckwellengeneratorsL Falls nicht anders angegeben, sind die Profile der Generatorelemente nach F i g. 2 verwendet, wobei das sich ändernde zyklische Diagramm der Differentiallager nach F i g. 23 bis 25 gilt. Die relativen kinematischen Eigenschaften der Bestandteile der unterschiedlichen Anordnungen sind in Fig.59 gezeigt, wobei die Kurve A den »In Phast«-Z'ustand für alle Anordnungen, die übrigen Kurven die kinematischen Eigenschaften für jede einzelne Anordnung bei maximaler Übertragung zeigt und die Perioden Arbeitszyklen von 90° haben, wie es in F i g. 35 gezeigt ist. F i g. 59 wird beii der Beschreibung der verschiedenen Anordnungen noch ausführlicher erläutert.

Fig.43 zeigt die Grundanordnung einer einfachen Übertragung, wobei die Rechteckwellengeneratorbestandteile entsprechend der Anordnung nach Fig. 6 bezeichnet sind. Ferner sind ein Käfig 15 für die Freilaufkupplung, Kupplungsrollen 16 und ein Kupplungsaußenring 18 vorgesehen, der auf der Welle des antreibenden Anlaulrades 19 mit einem Keil 17 befestigt ist und somit mit dem getriebenen Anlaufrad 20 gekoppelt ist, welches auf der Abtriebswelle 21 befestigt ist.

Wenn sich die Antriebszahnräder in dem »In Phase«-Zustand befinden, so bleibt die Rotation des Differentiallagers 11 und der Welle 12 mit derjenigen der Antriebszahnräder und der Antriebswelle konstant, wie dies für die kinematischen Zusammenhänge mit der Kurve A in Fig. 59 gezeigt ist Das angetriebene Anlaufzahnrad 20 dreht sich mit der doppelten Geschwindigkeit der Antriebswelle (Anlaufverhältnis =2). Das kinematische Kontinuum zwischen der Antriebs- und der Abtriebswelle ist für alle vier inversen Getriebezüge bei der Übertragung der externen Drehmomente gleich.

Durch Änderung des relativen Winkels zwischen dem steuernden und dem festen Antriebszahnrad derart daß die Perioden 1,25 χ der »In Phasew-Geschwindigkeit sind, erhalten die Arbeitszyklen eine Länge von 90°, und die Folge der Perioden, die in den vier Generatoren erzeugt werden, hat diu· in Fig.35 gezeigte Form. Entsprechend dreht sich das getriebene Anlaufzahnrad mit dem Wert 2,5 χ des Wertes der Antriebswelle, und das kinematische Kontinuum zwischen der Antriebsund der Abtriebswdle wird zyklisch jeden« der vier inversen Getriebezüge für jeweils 90° Drehung der Antriebszahnräder und der Antriebswelle zugeordnet. Die Freilaufkupplungen, die bei gleicher Geschwindigkeit der Differentiallager, der Gegenwellen und des Kontinuums der treibenden Anlaufzahnräder einkuppein, wird wieder ausgekuppelt wenn die Geschwindigkeit der rotierenden Gegenwellen unter die Geschwindigkeit des Kontinuums abfällt Dies geht aus der Kurve B in F i g. 59 hervor, wobei die Rotationsdiagramme des Ritzelträgers 11 und des treibenden Anlaufzahnrades 19 eine gleichsinnige und gleichartige Drehung angeben. Daraus folgt daß das Übersetzungsverhältnis der Abtriebswelle unendlich variabel im Bereich 2 χ bis 2$ χ der Drehzahl der Antriebswelle und direkt proportional zur Änderung des Winkels zwischen den festen und den steuernden Antriebszahnrädern auf der Antriebswelle ist

Durch Ersetzen der Generatorelemente nach F i g. 43 durch die in F i g. 1 gezeigten tritt eine gewisse Überlappung der Perioden auf, wie sie in F i g. 11 gezeigt ist Bei einem 90°-Arbeitszyklus ist dann die Übersetzung der Antriebswelle 2,6 χ derjenigen der Antriebszahnräder, wie sie in F i g. 36 gezeigt ist Durch Ersetzen der Generatorelemente durch Hieienimn narh

F i g. 3 ergibt sich ein unregelmäßiges kinematisches Kontinuum in der Übertragung für einige Einstellungen des Verbindungswinkels der treibenden Elemente, wie sie in F i g. 30 und 31 gezeigt ist Die Eigenschaften einer stetigen Übersetzung über eine einfache Übertragung beschriebener Art ir.ter Verwendung von Freilaufkupplungen erfordern, daß die Generatorelemente keine Richtungsabhängigkeit zeigen, wenn nicht das kinematische Kontinuum auf solche relativen Phasenwinkel der treibenden Elemente begrenzt ist, für die die Geschwindigkeit des Differentiallagers die Perioden nicht überschreitet Solche Fälle sind in F i g. 26 bis 29 gezeigt.

F i g. 44 zeigt eine Variation der einfachen Übertragung nach Fig.43, die darin besteht, daß die Freilaufkupplung zwischen dem festen angetriebenen Zahnrad 7 und dem Kegelzahnrad 8 und nicht auf der Gegenwelle angeordnet ist Diese Änderung führt zu einer Verlängerung der Gegenwelle 12, so daß das treibende Anlaufzahnrad 19 darauf befestigt sein kann. Diese Anordnung gewährleistet daß die Gegenwelien und die Differentiallager immer mit der stetigen Geschwindigkeit des kinematischen Kontinuums mit dem Kegelrad 8 rotieren, das zyklische von dem fi iten angetriebenen Zahnrad 7 abgekoppelt wird, wenn es nicht gleichförmig damit gedreht wird. Dies bedeutet. daß keine Periode erzeugt wird. Die in F 1 g. 59 gezeigte Kurve D zeigt die kinematischen Eigenschaften der Komponenten zueinander, wobei der Ritzelträger U. die jegenwelle 12 und das treibende Anlaufzahnrad 19 mit der Geschwindigkeit des Kontinuums rotieren, Ferner ist das Rotationsdiagramm des Kegelrades 8 dargestellt, das gleichförmig mit dem festen Antriebs zahnrad 7 rotiert und zwar für den Fall einer Penode. E.ie unabhängige Rotation des Kegelrades 8. die größer aK diejenige des Antnebszahnrades 7 ist. tritt während des restlichen Teiles des Zyklus auf. Das Übersetzungsverhältnis der Abtnebswelle bleibt durch diese Variation unbeeinflußt und hai denselben Wert wie bei der Übertragung nach Fig. 43. Der Vorteil dieser Ausführungsform besteht dann, daß die Belastungen der Kuppiungseinheiten halbiert sind und daß d·<: rcln^e Bewegung des Kupplungsvorganges größer is'

F 1 g. 45 zeijt die Grundanordnung der Übertragung nach F ig 44. bei der eine zweite Gruppe Mauernder getriebener Zahnräder 25. ein Antnebszahnnd ,12 und ein zweites bewegbares Steuerelement 24 vorgesehen sind Die Antriebswelle 1 ist mit dem festen Antriebszahnrad 3 und dem festen Steuerelement 2 versehen, welches durc-h einen Keil 31 befestigt ist. Koaxial auf der Antriebswelle 1 ist frei drehbar ein /weites steuerndes Antnebszahnrad 22 sowie ein bewegliches Steuerelement 24 vorgesehen, das ojh.1i einen Ke;¹ V oefestigt ist Auf der verlängerten Welle des zweien steuernden Antnebszahnrades 22 ist koaxial das steuernde An tnebszahnrad 5 sowie ein bewegliches Steuerelement 4 angeordnet das wie alle steuernden Elemente einen Zahn weniger als das Element 24 aufweist, welche«, uiederum einen Zahn weniger als das Element 2 aufweist Die drei steuernden Elemente haben übereinstimmenden Teilkreisdurchmesser. Kongruent mit den drei Steuerelementen ist ein Dreifach-Zahnrad 29 vorgesehen, wobei jedes Teilzahnfad dieselbe Zahnungszahl hat, jedoch auf der gemeinsamen Achse gegenüber den anderen leicht'verdreht ist, so daß sie mit leicht unterschiedlicher Versetzung in das jeweils zugeordnete Steuerzahnrad eingreifen. Das Dreifach-Zahnrad 29 ist in dem Steuerkäfig 32 angeordnet, der auf der Antriebswelle 1 frei drehbar ist. Das Einstellelement 6 verbindet den Steuerkäfig 32 mit der Antriebswelle 1 in jeder beliebigen Rotationsstellung. Das zweite steuernde Antriebszahnrad 22 ist kongruent mit der dritten Gruppe steuernder getriebener Zahnräder 25, die frei auf der verlängerten Welle des Differentialkegelrades 8 drehbar sind. An ihnen ist der Außenring 26 einer Freilaufkupplung befestigt, und die Kupplungsrollen 27 sowie der Kupplungskäfig 28 sind so angeordnet, daß das Drehmoment auf d'e verlängerte

ίο Welle des Kegelrades 8 übertragen wird. Der »In-Phase«-Zustand des Antriebszahnrades ist derart, daß das zyklische Muster der Kreisbewegung der zweiten Gruppe steuernder getriebener Zahnräder 25 und der Gruppe fester getriebener Zahnräder 7 gleichartig zueinander ist Die erste Gruppe steuernder Antriebszahnräder arbeitet gemäß der Kurve A in Fig. 59.

Befinden sich die Antriebszahnräder im »In Phase«- Zustand, so bleibt die Drehung der Ritzelträger 11 und der Welle 12 konstant auf derselben Geschwindigkeit wie die Antriebswelle, wie es aus der Kurve A in F i g. 59 hervorgeht. Das angetriebene Arwlaufzahnrad 20 dreht sich mit der doppelten Geschwindigkeit der Antriebswelle, wobei wiederum das kinematische Kontinuum

J5 gleichmäßig allen vier inversen Getriebezügen zugeordnet ist. Zur Änderung des relativer Phasenwinkels zwischen dem festen Antriebszahnrad 3 und den beiden steuernden Antriebszahnrädern 22 und 5 wird das Einstellelement 6 gelöst und der Steue-käfig 32 auf der

in Antriebswelle 1 gedreht Der durch die verringerte Anzahl der Zähne auf den steuernden E ementen 24 und 4 gegenüber der Zahnzahl auf den losten Steuerelement 2 verursachte Vernier-Effekt führ zu einer axialen Versetzung der beiden steuernden A 'triebszahnräder

,ι für jede vollständige Umdrehung des Steuerkäfigs auf der Antriebswelle. Diese Versetzung t nt einen Betrag, der gleich dem eingeschlossenen W ikel eines bzw zweier Zähne des festen Steuere eioents ist. Es sei bemerkt, daß bei großer Anzahl lei Zähne des

nt Steuerelements die Steuerempfindlichl· ;it gering ist und daß Steuerelemente mil einer Z hnzahl in der Größenordnung von 100 infolge ilc Reibungskräfte fcuil·../; bleiben. Das Einstellelcn: U 6 bleibt dann ohne Wirkung.

4Ί Die in F i g. 59 gezeigte Kur\ E zeigt die kinematischen Zusammenhänge bei er Übertragung nach Fig. 45, wobei die steuernden /. !triebszahnräder 9 und 25 um 90^c bzw. 180° gßg. nüber dem »In Phase«-Bezugspunkt verdreht sind A i der Kurve /Tist

V) zu erkennen, daß das kinematische Kontinuum des Ritzelträgers 11, der Gegenwelle 12 ui d des treibenden Anldufzahiirades 19 1.25 χ desjemger ler Antriebswel Ie der zuvor beschriebenen Ausführ ngsbeispiele ist Der Arbeitszyklus der Perioden beti Igt jedoch 180"

ü anstelle von 90" der vorherigen Ai Ordnungen. Der Arbeitszyklus von 180° ergibt sich aus dem Kegelrad 8. welches sich gleichförmig mit dem fes; η angetriebenen Zahnrad 7 dreht, für eine Drehur.; von 90° der Antriebselemente, und gleichförmig -ni dem steuernden

bn getriebenen Zahnrad 25 für die übriger 90" der Periode des Arbeitszyklus. Entsprechend erforurt das kinematische Kontinuum der Übertragung nach Fig,45 nur zwei inverse Getriebezüge zur Erzielung derselben Übertragung der Eingangsleistung im (Jegensatz zu vier

Getriebezügen für die Übertragung ftach F i g. 43 und 44. Bei vier Getriebezügen würde die ("bertragung nach F i g. 45 größere Übertragungswerte aufweisen, als sie durch die Kurve Ein F i g. 59 dargestel!t sind.

IO

13

20

25

30

F i g. 46 zeigt die Anordnung nach F i g. 43 mit einer zusätzlichen Gruppe treibender AnJaufzahnräder 35, die auf der Gegenwelle 12 angeordnet sind. Daran sind Kupplungsaußenringe 36, Kupplungsrollen 37 und Kupplungskäfige 38 befestigt, die so orientiert sind, daß sie das Drehmoment auf die Gegenwelle 12 übertragen. Ferner besteht Kongruenz zu einem zweiten getriebenen Anlaufzahnrad 34 und einer daran befestigten Welle 33, die konzentrisch und frei drehbar auf der Antriebswelle 21 sitzt. Das zweite angetriebene Anlaufzahnrad 34 und die Welle 33 werden als Eingangselement für die Übertragung nach Fig.46 bezeichnet, während die Welle 1, das Antriebszahnrad 3 und das Steuerelement 2 dem Steuerteil zugeordnet sind.

Wenn die Antriebszahnräder in dem »In Phase«-Zustand miteinander verbunden sind, erfolgt eine gleichförmige und gleichartige Drehung der Eingangswelle 33 und der Antriebswelle 21, da dann die Übertragung den Wert 1 χ der Eingangsdrehzahl hat und da beide Anlaufverhältnisse den Wert 2 haben. Das kinematische Kontinuum zwischen dem Eingangselement 34 und dem Ausgangselement 210, das über die verkürzten und durch das antreibende Anlaufzahnrad 35 gebildeten Schleifen verläuft und mit den Kupplungselementen 36,37 und 38 verbunden ist, überträgt das Eingangsdrehmoment auf die Gegenwelle 12 und das treibende Anlaufzahnrad 19 sowie auf die Kupplungselemente 18, 16 und 15, ferner auf das getriebene Anlaufzahnrad 20. Die Differentiallager und zugeordneten Zahnräder sind von dem kinematischen Kontinuum getrennt.

Sind die Antriebszahnrädc. derart miteinander verbunden, daß die erzeugten Perioden zyklisch den Faktor 1.25 χ und 0.75 χ der Geschwindigkeit der Steuerwelle 1 und der daran befestigten Antriebselemente haben, so ergibt sich ein kinematisches Diagramm der voneinander abhängenden Komponenten entsprechend der Kurve C in Fig. 59, wobei die 1,25 χ Perioden mit + P und die 0.75 χ-Perioden mit - P bezeichnet sind. Die einfache Reihenanordnung nach F i g. 46 arbeitet unter Ausnutzung beider zyklischer Übergangspenoden, die durch die symmetrischen Generatorelemente in dem kinematischen Kontinuum über das Getriebe erzeugt werden. Die + P-Kopplung erfolgt zu der Gruppe der antreibenden Anlaufzahnräder 19. die -P-Kopplung erfolgt zu der Gruppe der antreibenden Anlaufzahnräder 35, wobei die Ausgangsübersetzung den 1,67 χ fachen Wert der Eingangsdrehzahl hat. Das kinematische Kontinuum wird zyklisch jeder entgegengesetzten Kombination der vier inversen Getriebezuge für jeweils 90°-Drehung des Antriebszahnrades und der Steuerwelle zugeordnet, da jede Hälfte der Kombination einem normalen und einem umgekuhuen Drehmomentzustand wechselt, wenn die Zustände + P und - P abwechselnd in der jeweiligen Kombination erzeugt werden. Daraus folgt wiederum, daß das Übersetzungsverhältnis der Ausgangswelle innerhalb des Bereichs I χ bis 1,67 χ der Drehzahl der Fingangswelle unendlich variabel und direkt proportio nal der Änderung des Winkels ist. der die festen und die steuernden Antnebs/ahnräder des Rechteckwellen generators miteinander verbindet.

Fig.47 zeigt die grundsätzliche Anordnung der einfachen Übertragung nach Fig.43, wobei ein zusätzlicher Differenzialverstärker vorgesehen ist, der aus einem epizyklischen Getriebezug mit Kegelrädern besteht. Das getriebene Anlaufzahnrad 20 ist mit einem der koaxialen Kegelräder 39 verbunden, die Antriebs-

45

60 welle 1 ist so verlängert, daß das epizyklische Getriebelager 40 und das durch eine Mutter 42 befestigte Ritzel 41 in der dargestellten Weise fixiert sind. Das zweite Kegelrad 43 ist an der Abtriebswelle der Übertragung 44 befestigt.

Befinden sich die Antriebszahlräder des Rechteckwellengenerators in dein »In Phase«-Zustand, so hat dit Drehung des angetriebenen Anlaufzahnrades 20 und des daran befestigten Kegelrades 39 den Faktor 2 χ gegenüber derjenigen der Antriebswelle 1 und des daran befestigten epizyklischen Ritzelträgers 40. Das zweite Kegelrad 43 und damit die Abtriebswelle 44 werden nicht gedreht Sind die Antriebszahnräder so miteinander verbunden, daß die Übersetzung von dem angetriebenen Anlaufzahnrad 20 her den Wert 2,5 χ gegenüber der Antriebswelle 1 hat, so dreht sich die Abtriebswelle mit dem Wert 0,5 χ gegenüber der Antriebswelle in entgegengesetzter Richtung Die Drehmomentenkräfte an der Antriebswelle, die über die inversen Getriebezüge in normalem Sinn übertragen werden, entsprechen der Summe des äußeren Antriebsmoments und des Moments an dem feststehenden epizyklischen Getriebelager, wobei die Übersetzung der Eingangsdynamik zur Abtriebswelle innerhalb eines Verhältnisses von —2 bis unendlich kontinuierlich variabel und eine logarithmische Funktion der Änderung des Winkels ist, der die Antriebszahnräder im Übersetzungsbereich miteinander verbindet.

Durch Umkehrung der Orientierung der Freilaufkupplungen der in Fig.47 gezeigten Übertragung derart, daß sie das Drehmoment auf die Gegenwellen übf-tr-gen. jedoch nicht von ihnen übernehmen, wird das Übersetzungsverhältnis in den Schleifen von denjenigen Perioden abhängig, die bei oder unter dem zyklischen Verhältnis der Generatorelemente liegen, nicht jedoch von denjenigen Perioden, die bei oder über dem entsprechenden Wert liegen, wie es bei einem normalen Drehmomentenbild in den Schleifen der Fall ist. Entsprechend ändert sich die Übersetzung des angetriebenen Anlaufzahnrades 20 von 1.5 χ bis 2 χ gegenüber der Drehzahl der Antriebswelle, und die Übertragung der Eingangsdynamik zur Abtriebswelle 44 ist unendlich variabel innerhalb eines Verhältnisbereichs von + 2 bis unendlich, wobei die Drehmomentenkräfte an dem epizyklischen Lager, welches mit der Antriebsweile verbunden ist. der Summe des externen Antriebsmoments und des Moments am epizyklischen Kegelrad 39 entspricht, welches über die inversen Getriebezüge im umgekehrten Sinne auf die festen antreibenden Steuerzahnräder 3 und 5 übertragen wird, die direkt und indirekt mit der Antriebswelle verbunden sind. Das Übersetzungsverhältnis der Drehgeschwindigkeiten von Antriebsseite zu Abtnebsseite hängt wiederum von der Änderung des Verbindungswinkels zwischen den beiden antreibenden Generatorelementen in Form einer loganthmischen Funktion ab.

Y ι g 49 zeigt dieselbe grundsätzliche Anordnung der ( bertragung nach F i g. 47. wobei die Freilaufkupplungen jedoch durch extern /u betätigende Kupplungen ersetzt sind, die aus einer ein/einen Scheibe 47 an der Gegenwelle 12 und an der verlängerten Welle des treibenden Anlaufzahnrades 19 befestigter fester Andruckplatte 45, beweglicher Andruckplatte 48, Einstell- und Haltestiften 46, Druckfedern 49, Enlkopplungskugeln 50 und Entkopplungsring 51 besteht. Kongruent zu den Entkopplungsringen 51 ist ein gemeinsamer Auskuppelnocken 52, der auf der Antriebswelle 1 mit einem Keil an einer Keilnut 53

befestigt ist. Diese Anordnung kann in axialer Richtung relativ zu dem festen Antriebszahnrad 3 durch eine Druck-Zugstange 54 bewegt werden, wobei diese Stange 54 durch das feste Antriebszahnrad 3 frei hindurchbewegbar ist Sie ist an ihrem anderen Ende mit einem Mitnehmer 56 mittels einer Mutter 55 befestigt, so daß diese Elemente entsprechend dem Verlauf des zylindrischen Nockens 57 auf dem verlängerten Teil des steuernden Antriebszahnrades 5 bewegt werden können. Die Profile der Generatorelemente entsprechen den in F i g. 1 gezeigten, wobei die maximale und minimale Periode in Fig. 10 und Fig.22 dargestellt sind.

Wenn die antreibenden Zahnräder nach Fig.49 derart miteinander verbunden sind, daß sie in dem »In Phase«-Zustand bei den dargestellten relativen Positionen der antreibenden/angetriebenen Generatorelemente sind, so fällt die Augenblicksposition der abfallenden Linie in bezug auf den Beginn der Periode des Zyklus des festen Antriebszahnrades auf die Achse des Differentiallagers des dargestellten Generators, wobei der Auskopplungsnng 51 und die Auskopplungskuge'ln 50 gegen die konischen Aussp? ringen in der festen und der beweglichen Andruckplatte 45 und 48 gedruckt werden. Dadurch werden die Andruckplatten voneinander entfernt und eine Kongruenz mit der Scheibe 47 sowie der Gegenwelle 12 ver'.inderL Bei weiterer Drehung wird der Auskopplungsring durch den Auskopplungsnocken zentriert, und die Kongruenz über die Schleife erscheint in zyklischer Folge auf den 27O^c -Arbeitszyklus, der in dem Generator erzeugt wird. Fig. 57 zeigt d._ graphische Darstellung des Auskopplungsnockens, wobei die •'.bfaller ^Je Linie wie beschrieben auf den 0^c-Bezugspunkt des Nockens fällt. Die Koordinate L bezieht sich auf "lie Bewegung des Mitnehmers 56 in dem zylindrischen Nocken 57. wenn das steuernde Antriebszahnrad in positivem und negativem Sinn relativ zum festen Antriebszahnrad gedreht wird. Auf diese Weise werden ansteigende und abfallende Perioden erzeugt, die mit dem Anstieg in dem eingeschlossenen Winkel der Arbeitsflächen des AuskopplungsnocKens zusammenhängen Das kinematische Kontinuum über die Übertragung entspricht de-n in Fig.47 dargestellten, und das Übersetzungsverhältnis zwischen Eingangsgeschwindigkeit und Ausgangsgeschwindigkeit ändert sich von -1.67 über unendlich bis +1,67. Die Abtriebswelle ist ein in beiden Richtungen rotierendes Element.

F i g. 50 zeigt dieselbe grundsätzliche Anordnung wie F i g. 49. wobei der epizyklische Getriebezug so bemessen ist, daß die Welle 44 und das darauf befestigte Ritzel 43 die Antriebselemente der Übertragung sind, während die Weile 1 und der daran befestigte epizyklische Ritzelträger 40 die Abtriebselemente sind. Die Anordnung gewährleistet, daß die Abtriebswelle ein in einer Richtung rotierendes Element ist. welches nicht auf das unbestimmte Eingangs-Ausgangsverhältnis gebracht werden kann. Ferner sind die Werte der Drehmomente in den inversen Getriebezügen eine Funktion des Antriebsmoments und unabhängig von dem Übersetzungsverhältnis der Übertragung. Für die vorliegende Beschreibung haben das Anlaufverhältnis und das epizyklische Verhältnis (Pr/R) den Wert 1,3 bzw. 5,6. Entsprechend ändert sich das Übersetzungsverhältnis zwischen Antriebsgeschwindigkeit und Abtriebsgeschwindigkeit von + 1 bis +3,5.

Die Vorstehende Analyse zeigt das maximale und minimale Übersetzungsverhältnis der Übertragungen nach F i g. 49 und 50 für bestimmte Werte des Anlaufverhältnisses und des epizyklischen Verhältnisses, wobei die maximalen und minimalen Perioden 1,3 χ und 0,7 χ des zyklischen Verhältnisses der Generatorelemente sind. Fig.51, 54, 55 und 58 zeigen graphisch die Auswirkungen einer Änderung des jeweiligen Anlaufverhältnisses (TOR) und des epizyklischen Verhältnisses (Pr/R), die sich im Bereich der Geschwindigkeitsübertragung mit einer Anordnung nach F i g. 49

ίο und 50 zeigen. Fig.52 zeigt graphisch das Verhältnis des Drehmoments in den inversen Getriebezügen zum Eingangsdrehmoment (Tf/Tan) für die Übertragungen nach Fig.49 und 50. Fig.53 zeigt graphisch die Frequenz der Kupplungswirkung der programmierten Kupplungen nach Fig.49 und 50 als eine Funktion des Übersetzungsverhältnisses. F i g. 56 zeigt graphisch den theoretischen-mechanischen Wirkungsgrad ε der Übertragungen nach Fig.49 und 50 als eine Funktion des Übersetzungsverhältnisses, wobei der Verlust auf der Basis von 0,5% der mechanischen Energie berechnet ist. die zwischen den einander benachbarten kinematischen Elementen während einer Umdrehungen des Aniriebv elements übertragen wird. Es folgt, daß durch Ersetzen der Generatorelemente nach F i g. 2 und 3 in den Übertragungen nach Fig. 49 und 50 bei gleichzeitiger Verwendung geeignet profilierter Auskopplungsnocken 52 ein in gleicher Weise zufriedenstellender Betrieb möglich ist und daher die Eigenschaften der stetigen Übertragung über den Getriebezug mit programmier-

jo ten Kopplungseinheiten es nicht erforderlich machen, daß die Generatorelemente eine Richteigenschaft haben, wie dies bei einer Übertragung mit Freilaufkupplungen der Fall ist, wie sie zuvor beschrieben wurde.
F i g. 48 zeigt eine zusammengesetzte Reihenübertra-

3i gungsanordnung mit zusätzlichem epizyklischem Stirnradgetriebe. Die Antriebswelle 1 hat ein fest angeordnetes Antnebszahnrad 3 und das feste Steuerelement 2. Durch einen Keil 31 sind steuernde Zahnräder 5 und 22 mit ihren Steuerelementen 4 und 24 auf der Antriebswelle 1 befestigt und koaxial bewe^fjar. Das Dreifach-Zahnrad 29 in dem Steuerkäfig 32 ist mit der Antriebswelle 1 über ein Einstelldement 6 verbunden. Es ist ein Differentialgehäuse 11 mit Lagerkappen 14, Doppelritzeln 13 und 62 und einem abgeschrägten Haltekonus 114 vorgesehen, an dem ein Stirnrad 85 befestigt ist, welches in ein Stirnrad 86 eingreift, das auf aer Antriebswelle 1 frei drehbar ist und in ein Stirnrad 85ßdes zweiten zusammengesetzten inversen Getriebszuges der Übertragung eingreift (nur einer der um 180 zueinander versetzten inversen Getriebezüge ist darge stellt). Auf der Gegenwelle 63 ist das Differentialkegelrad 64 befestigt auf ihr sind ferner die angetriebenen S'euerzahnräder 67 und 68 mit ihren jeweiligen Kupplungseinheiten 87 und 88 so angeordnet, daß sie das Drehmoment von der Gegenwelle 63 aufnehmen. Koaxial ist auf der Gegenwelle 63 das zweite Kegelrad

65 vorgesehen, an dem das feste angetriebene Zahnrad

66 befestigt ist. Auf der Welle des zweiten Kegelrades ist ein Kegelrad 8 koaxial angeordnet, an dem das feste angetriebene Zahnrad 7 befestigt ist. Auf dem verlängerten Teil der Gegenwelle 63 ist das Kegelrad 10 koaxial zusammen mit den beiden angetriebenen Steuerzahnrädern 9 und 25 befestigt, ferner sind ihre jeweiligen Freilaufkupplungen 16 und 27 vorgesehen, die so orientiert sind, daß sie das Drehmoment auf das Kegelrad 10 übertragen. Koaxial auf der Antriebswelle 1 ist frei drehbar das zweite feste Antriebszahnrad 71 angeordnet, an dem das feste Steuerelement 72

zusammen mit dem epizyklischen Stirnrad 80 befestigt ist. Koaxial auf dem zweiten festen Antriebszahnrad 71 sind die steuernden Antriebszahnräder 69 und 70 zusammen mit ihren jeweils beweglichen Steuerelementen 73 und 74 angeordnet, wobei ein dreiteiliges Stirnzahnrad 77 vorgesehen ist, das in dem Steuerkäfig 78 sitzt und durch ein Steuerelement 79 an dem festen Steuerzahnrad 71 gehalten ist. An dem Abtriebsende der Antriebswelle 1 ist das zweite epizyklische Stirnrad 83 vorgesehen, Kiide epizyklischen Stirnräder greifen in iu dargestellter Weise in die verbundenen Ritzel 82 und 81 ein, die an der epizyklischen Trägerscheibe 84 befestigt sind, welche das Abtriebselement der Übertragung ist Die Steuerelemente 24 und 73 haben zwei Zähne weniger als die Steuerelemente 4 und 74, während die Steuerelemente 2 und 72 einen Zahn weniger als diese Steuerelemente haben. Das epizyklische Verhältnis zwischen dem Zahnrad 80 und 81 und 83 und 82 ist jeweils 1 und 0,6.

Bei dem nach F i g. 48 zusammengesetzten Rechteckwellengeneratoren ergibt sich ein Übersetzungsverhältnis zwischen Eingang und Ausgang über die Übertragung von + 1, wobei die das Drehmoment übe ragende und das Drehmoment übernehmende Hälfte gegenüber den koaxial montierten Antriebszahnrädern im »In Phasew-Zustand, die epizyklischen Zahnräder 80 und 83 zusammen mit den verbundenen Zahnrädern 81 und 82 und der epizyklischen Trägerscheibe 84 insgesamt gleichförmig drehen. Bei Drehung der steuernden Antriebszahnräder 4 und 24 und /3 und 74 um + 90" jo bzw. —90° gegenüber ihren festen Antriebszahnrädern 3 und 71 dreht sich der Differentialkäfig 11 mit 1,25 χ der Geschwindigkeit der Antriebswelle 1, wie es zuvor in Verbindung mit der Kurve E in F i g. 59 oder in Verbindung mit der Kurve der Schleife 7—8. geteilt bei r, 180°, nach Fig. 62 beschrieben wurde. Die Antnebszahnräder 71, 70 und 69 nach Fig.48 verhalten sich entsprechend der Kurve 7A-SA nach F i g. 62/4. so daß die Drehung des epizyklischen Stirnrades 80 den Wert 1,67 χ gegenüber der Antriebswelle und dem daran befestigten ι pizyklischen Stirnrad 83 hat. Dadurch dreht sich die epizyklische Trägerscheibe 84 mit dem Wert 2,67 χ gegenüber der Antriebswelle 1. Daraus folgt, daß das Übersetzungsverhältnis zwischen Antriebs- und Abtriebsseite bei der in Fig. 48 gezeigten Anordnung innerhalb des Bereichs +1 bis +0.374 unendlich geändert werden kann. Da die Antritbszahnräder 69, 70 und 71 effektiv die angetriebenen Anlaufzahnräder der zusammengesetzten inversen Getriebezüge sind, kann das kinematische Kontinuum über die inversen Getnebezüge nicht ohne die zusätzlichen Stirnräder 85 und 85ß und das leerlaufende Stirnrad 86 beibehalten werden, ds die Perioden vun der Winkelversetzung der Antriebselemente abhängen und diese für jede Schleifenhälfte nur im phasengleichen Zustand gleichförmig v> drehen.

F i g. 60 zeigt eine einfache Reihenanordnung mit vier inversen Getriebezügen der in F i g. 45 gezeigten Art, so daß die Schleifen 7—8 und 7—8ß mit ihren Freilaufkupplungen so orientiert sind, daß sie das Drehmoment bo auf ihre jeweiligen steuernden und angetriebenen Zahnräder übertragen, und wobei die Schleifen 7—8Λ und 7—SC mit ihren Freilaufkupplungen so orientiert lind, daß die das Drehmoment von ihren jeweiligen steuernden und angetriebenen Zahnrädern übernehmen. Die Anordnung nach F i g. 60 zeigt eine Hälfte eines jeden mit Ί80" entgegengesetzt zueinander angeordneten inversen Getriebezugpaars, F1 g. 61 zeigt den tatsächlichen Zusammenhang der einander gegenüberliegenden Paare von Gegenwellen zusammen mit den Ritzelzylindern ihrer jeweiligen Anlaufzahnräder und den Ritzelzylindern des epizyklischen Differential-Verstärkers. An der Steuerwelle 1 ist das feste Antriebszahnrad 3 vorgesehen, die Welle ist verlängert und wird durch das getriebene Anlaufzahnrad 34 getragen. Ferner ist an der Steuerwelle 1 das feste Steuerzahnrad 2 sowie ein Keil 31 vorgesehen, der die Steuereinrichtung 104 bei 107 mit der Steuerwelle 1 verbinden, so daß sie gemeinsam rotieren. An dem Steuergehäuse 32 sind die Ständerwicklungen 103 des Steuermotors befestigt, so daß beide Teile gemeinsam rotieren, ferner sind Schleifringe und Anschlüsse 105 und 106 an der Rückseite des Getriebegehäuses 112 vorgesehen und elektrisch so geschaltet, daß das Ständerfeld 103 zusammen mit dem Steuergehäuse 32 um die Steuerwelle 1 in beiden Richtungen rotieren kann. Die Steuerwelle 1 ist in dem hinteren Zylindergehäuse 111 und in einem mittleren Zylindergehäuse 109 befestigt. Auf der Steuerwelle 1 frei drehbar sind die Steuer/ahnr^der 22 und 5 gemer»>sam mi: ihren jeweiligen Steuerelementen 4 und 24, die in gee;gneter Weise befestigt und derart vorgesehen sind, dyß die Anzahl der Zähne des Steuerelements 24 um 2 keiner als das Steuerelement 4 ist. während das Steuerelement 2 einen Zahn weniger als das Steuerelement 4 hat.

Ein Dreifach-Zi'hnrad 29 mit übereinstimmenden Zahnzahlen ist aif der gemeinsamen Achse leicht verdreht angeordnet, so daß die drei Zahnräder in ihre Steuerelemente mit leicht unterschiedlicher diametraler Anordnung eingreifen. Das Dreifach-Zahnrad 29 befindet sich im Steuergehäuse 32. das auf der Steuerwelle I mit der. Feldwicklungen 103 des Steuermotors frei drehbar ist. Auf der Antriebswelle 44 ist mittels eines Keils 100 das ^zyklische Stirnrad 43 befestigt, ferner das angetriebene Anlaufzahnrad 34. Durch Keile 102 sind die angetriebenen Anlaufzahnräder 35 und 355 an den Geger.wellen 12 und 12ßbefestigt. Durch Keile 101 sind die antreibenden Anlaufzahnräder 19,4 und 19Can den Gegenwellen 124 und 12Γbefestigt, so Haß sie in die Kombination der epizyklischen Ringzahnräder und angetriebenen Anlaufzahnräder 20—39 eingreifen. Der epizyklische Ritzelträger 40 ist auf der Antriebswelle 44 koaxial angeordnet und bildet das Abtriebse!;ment fur die Übertragung, wobei die Ritzel 41 de." epizyküschen Getriebezuges im Ritzelträger 40 in dargestellter Weise angeordnet und durch das vordere Gehäuse 110 der Übertragung gehalten werden. Das feste angetriebene Zahnrad 7 ist mit dem Differentialkegelrad 8 verkeilt. Die steuernden und angetriebenen Zahnräder 25 und 9 sind gemeinsam mii Freilaufkupplungen 27 und 16 an dem Differentialkegelrad 10 gemeinsam mit dem Ritzelträger U und dem Ritzel 13 sowie mit der Lagerkappe 14 und dem Haltekonus 114 befestigt. Die Anlaufverhältnisse und das epizyklische Verhä'tnis haben für das Zahnrad 35 oder 355 zum Zahnrad 34 den Wert 1; für das Zahnrad 194 oder 19Γ zur zusammengesetzten Anordnung 20—39 den Wert 2,67: für das epizyklisc^Ke Zahnrad 43 zur Ringanordnung 20—39 den Wert 1,85. Die Drehung der Kiemente erfolgt gemäß Fig.61, wobei die kinematischen Verhältnisse der Bestandteile des Rechteckwellengenerators für unterschiedliche Phaseneinstellungen in Fig.62,62A,625und62Cdargestelltsind.

Bei der Anordnung nach Fig.60 ist die Kongruenz bei dem »In Phase«-Zustand und drehender Antriebswelle 44 über die einfachen inversen Getriebezüge vom

angetriebenen Anlaufzahnrad 34 zur Ringanordnung bzw Anlaufzahnrad 20—39 derart, daß das Zahnrad 20—39 im umgekehrten Sinne den Wert -0,384χ gegenüber dem Eingang aufweist. Der epizyklische Ritzeliräger 40, also das Ausgangselement der Übertragung dreht sich daher mit dem Wert +0,095 χ gegenüber der Antriebswelle, wobei das Drehmomentenbild der Anlaufzahnräder derart ist, daß das in Fig.61 gezeigte Gewicht die Antriebswelle drehen würde. Die kinematischen Verhältnisse der inversen Getriebezüge für alle Schleifen entsprechen den für den »In Phase«-Zustand geltenden Kurven nach Fig.62 oder 62B. Befinden sich die Antriebszahnräder der Übertragung nach F i g. 60 im Zustand der Erzeugung einer maximalen Periode, wie er durch die 180°-Teilung gezeigt ist, so verlaufen die Kurven nach F i g. 62. 62A. 62B und 62C bei Kongruenz über die einfachen Reihen inverser Getriebezüge vom angetriebenen Anlaufzahnrarl ~ΚΛ ium eni/ylclischen Ringzahnrad und Anlaufzahnrad 20—39 derart, daß das Zahnrad 20—39 sich im umgekehrten Sinn mit dem Wert -0,641 χ gegenüber der Antriebswelle dreht. Deshalb dreht sich der epizyklische Ritzelträger 40. also das Ausgangselement der Übertragung, mit dem Wert -0.64 χ gegenüber der Antriebswelle. Das Drehmomentenbild der Anlaufzahnräder ist dabei derart, daß das in Fig.61 gezeigte Gewicht durch die drehende Antriebswelle angehoben würde. Es folgt daraus, daß das Übersetzungsverhältnis zwischen Eingang und Ausgang über die Übertragung innerhalb des Bereiches +10.52 über unendlich Ns -15.62 unendlich variabel ist. Die mit 90" geicilten Kurven 7—8 und TB- Z"Zeigen die Zwischenstufen dei Phasenschiebung der das Drehmoment übernehmenden Schleifen. Entsprechende kinematische Kurven sind für die Schleifen 74—84 und 7Γ—SCund auch für den »In Phase«-Zustand nicht gezeigt, da dies nicht erforderlich ist.

F ι g 63 zeigt eine einfache Übertragungsanordnung mit zwei inversen Getriebezügen der in Fig. 45 gezeigten Art, wobei ein zusätzlicher epizyklischer Differentialverstärker und ein elektrischer Steuermotor nach F i g. 60 mit den folgenden Unterschieden vorgesehen sind. Das feste Steuereleet, das an der Abtriebswelle 1 befestigt ist. ist ein Verbundzahnrad mit Elementen 24 und 2ß. wobei das Element 24 einen Zahn weniger als das Steuerlement 24 hat und das Element 2B einen Zahn mehr als das Steuerelement 4 hat Beide Steuerelemente 4 und 24 haben übereinstimmende Zahnzahl. Das Steuerntzel 294 ist zugeordnet dem Steuerlement 4 und hat eine verlängerte Welle mit einem darauf vorgesehenen Splint, so daß das Steuerntzel 29C mit dem festen Steuerelement AB in Eingriff ist Beide Enden der verlängerten Welle drehen sich frei im Steuergehäuse 324 und 32Ä Koaxial auf der verlängerten Weile des Steuerritzels 29Λ ist zwischen den Ritzelelementen 79A und 29Cein Ritzelelement 295 frei drehbar angeordnet das einerseits mit dem Steuerelement 24 und das andererseits mit dem festen Zahnradelement 24 in Eingriff steht Bei Drehung des Steuergehäuse 32Λ und 32ß mit daran befestigten Ständerwicklungen 103 drehen sich die Steuerelemente 4 und 24 innerhalb des eingeschlossenen Wmkels von einem Zahn mehr bzw. einem Zahn weniger für jede vollständige Umdrehung des Steuergehäuses 324 und 325 um die Abtriebswelle 1 und die feste Motoranordnung 104. An dem angetriebenen Anlaufzahru-ad 20 ist das Ringzahnrad des epizyklischen Differentiaiverstärkers 39 befestigt in F i g. 63 mit 20—39 bezeichnet An der Antriebswelle 1 ist durch einen Keil 115 der epizyklis.fie Ritzelträger 40 gemeinsam mit dem Ritzel und <ter Ritzelwelle 41 befestigt. Koaxial auf der Abte cbswelle ist die Antriebswelle 44 mit dem daran befestigten epizykli-

s sehen Stirnrad 43 vorgesehen. Das A iilaufverhältnis der Anlriebszahnräder 19 oder 195 zu (ii;m angetriebenen Anlaufzahnrad 20 hat den Wert 1, und das epizyklische Verhältnis des Stirnrades 43 zum Ringzahnrad 39, dargestellt als Punkt 20—39, hat den Wert 3. Der

to Getriebezug der Übertragung ist im forderen Gehäuse 110, im mittleren zylindrischen Gehäuse 111 zusammen mit dem vorderen Lager 116 und den- hinteren Gehäuse 112 angeordnet, das an dem mittleren zylindrischen Gehäuse 110 durch Schrauben 123 befestigt ist. Ferner ist eine hintere Kappe 108 vorges:hen. Die übrigen Teile sind mit den der Fig.6d entsprechenden Bezugszeichen versehen, wobei die Freilaufkupplungen 27 und 16 so orientiert sind, daß sie das Drehmoment von dem Differentialkegelrad 10 übernehmen.

Befinden sich die Antriebszahnräder im »In Phase«- Zustand, so drehen sich die Antriebswelle 44, das daran befestigte epizyklische Zahnrad 43, der epizyklische Ritzeliräger 40 und die Abtriebswelle 1 insgesamt gleichförmig, und das Übersetzungsverhältnis zwischen Eingang und Ausgang beträgt +1. Befinden sich die Antriebszahnräder in dem 180°-Phasenzustand, wie er graphisch für die Schleife 7C-8Cin Fig.62C und die Schleife 74—84 in Fig.62A dargestellt ist, so beträgt das Übersetzungsverhältnis zwischen Eingang und

Ausgang + 1,75. Darausfolgt, daß das Übersetzungsverhältnis zwischen Eingang und Ausgang zwischen den Werten + 1 und + 1,75 als logarithmiache Funktion der Phasenverschiebung der steuernden Antriebszahnräder 22 und 5 gegenüber dem festen angetriebenen Zahnrad 3 unendlich variabel ist.

F i g. 64 zeigt eine Übertragung in einer Verbundreihenanordnung. Die Antriebswelle 20—39 ist das epizyklische Differentialverstärker-Ringzahnrad 39 und das angetriebene Anlaufzahnrad 20, diese Anordnung

ist in dem vorderen Übertragungsgehäuse 110 gelagert Konzentrisch innerhalb der Antriebswelle 20—39 ist die Abtriebswelle 21 angeordnet an der das epizyklische Getriebegehäuse des Differentialverstärkers mit Ritzein 41 und Wellen 411 vorgesehen ist Das epizyklische Zahnrad 43 ist mit dem angetriebenen Anlaufzahnrad 34 verbunden, dies ist durch das Bezugszeichen 43—34 angedeutet Diese Anordnung ist frei und unabhängig auf der mittleren Achse der Übertragung drehbar. Die antreibenden Anlaufzahnräder 19 und 19S greifen in das Zahnrad 20 der Antriebswelle ein und sind mit geeigneten Lagern auf der mittleren Gehäuseplatte 211 befestigt Ihnen sind Freilaufkupplungen Il i zur Drehmomentenübertragung zusammen mit Freilaufkupplungen 16 zugeordnet Koaxial in dem mittleren Übertragungsgehäuse 211 sind die antreibenden Anlaufzahnräder 35 und 35B angeordnet, die in das angetriebene Anlaufzahnrad 34 eingreifen. Diese Anordnung ist mit 43—34 bezeichnet und enthält Freilaufkupplungen 137 zur Drehmomentübertragung und Freilaufkupplungen 37 zur Drehmomentübernahme- Konzentrisch in den antreibenden Anlaufzahnrädern 35 und 35B sowie 19 und 19ß ist eine Doppelzahnrad-Umkehrwelle 210 angeordnet deren Teilzahnräder die Innenringe der Freilaufkupplungen entweder für die Kupplung 37 oder 137 oder für die Kupplungen 16 oder 119 bilden. Ihr Betrieb hängt jedoch nicht von der Position der Umkehrweüe ab, die durch eine Feder 218 in ihrer Position gehalten wird und

der ein Umkehrkolben 220 und ein Seegerring 223 zugeordnet sind, befestigt auf dem verlängerten Teil der Umkehrwelle 210, die mit der Anordnung 11 — 12 aus Gegenwelle und Differentiallager verbunden ist. Diese Anordnung 11 — 12' ist mit angetriebenen, festen Zahnrädern Und den Differentialkegelrädern 7—8 oder 7—85 und 9-10 oder 9-105 verbunden. Die Gegenwsllen und die Ritzelträger 11 — 12 und 11 — 125 sind rrtii Lagern in der mittleren und in der hinteren Gehäuseplatte 211 und 213 angeordnet. Kongruent zu den getriebenen Generatorelementen ist das feste Antriebszahnrad 3, das auf der Steuerwelle l zusammen mit dem festen Steuerelement 2 befestigt ist. Dieses wird durch einen Keil 31 mit einem Drucklager 204 und einem Seegerring M3 gehalten. Die Steuerwelle ist verlängert, und an ihr ist die Scheibe 216, ein Keil 227 und ein Seegerring 229 zusammen mit einer Druckfeder 226 und einer Verschlußkappe 230 befestigt, die am Steuergehäuse 217 durch Schrauben 216 gehalten wird. An der Steuerweiie 1 ist eine Steuerhoise 206 zusammen mit Drucklagern 205 und 207, einem stationären Steuerkonus 222 und einer abgeschrägten Kante des Steuergehäuses 217 befestigt, diese Elemente werden durch einen Seegerring 231 gehalten. An dem stationären Steuerkonus 222 sind Halte- und Einstellstifte 224 in dem hinteren abgeschrägten Gehäuse 214 befestigt, so daß sie firei längs der Achse der Steuerwelle bewegt werden können. Auf der Steuerwelle 1 ist konzentrisch das steuernde Antriebszahnrad 5 befestigt, an dem das bewegliche Steuerelement 4 durch einen Keil 122 befestigt ist. Kongruent zu den Steuerelementen 4 und 2 und zu den Doppelzahnrädern 29 sind mit einer Vierkantwelle i!21 versehene Zweifach-Steuerräder mit abgeschrägten Kanten vorgesehen, deren vordere Enden derairt mit Gewinde versehen sind, daß sie in ihrer Längsachse bei Drehung verschoben werden, wenn sie in entsprechenden Gewinden des Steuergehäuses 324 sitzen. Der verlängerte Vierkantteil 221 des Steuerrades, auf dem Drucklager 202 befestigt sind, ist in der hinteren Steuergehäuseplatte 32ßgehalten, die an der Steuerplatte 32A durch Schrauben 120 befestigt ist Die hintere Abdeckplatte 215 ist an dem hinteren abgeschrägten Gehäuse durch Schrauben 218 gehalten. Die kinematischen Verhältnisse der in F i g. 64 gezeigten Übertragung sind durch die Kurve C in F i g. 59 für die Umkehrwelle 2110 gezeigt Die Anlaufverhältnisse und die epizyklischen Verhältnisse haben für das Zahnrad 19 oder 19i? zum Zahnrad 20—39 den Wert 3; für das Zahnrad 35 oder 355 zum Zahnrad 43—34 den Wert 1; für das Zahnrad 43—34 zum Zahnrad 20—39 den Wert 3. Die Verbundschleife 7—84 und 7—8Cist nicht dargestellt

Mit der dargestellten Umkehrwelle 210 und einer Drehung der Antriebswelle 20—39 derart, daß die Zentrifugalkräfte der Steuerkugeln 225 durch die Steuerfeder 229 überwunden werden, befinden sich die Antriebszahnräder 3 und 5 in dem »In Phase«-Zustan& Das epizyklische Zahnrad 41 und die angetriebenen Anlaufzahnräder 35 und 19 drehen sich insgesamt gleichförmig mit der dreifachen Geschwindigkeit der Antriebswelle mit dem Ergebnis, daß die Abtriebswelle 21 keine Drehung zeigt Wird die Antriebsgeschwindigkeit erhöht, so drijcken die Steuerkugeln 225 das Steuergehäuse zum Steuerkäfig hin, so daß die Steuerräder auf den Innenkonus des stationären Steuerelements 222 dnwirkenund ihn im negativen Sinn drehen. Dadurch bewegen sie sich vorwärts, wenn sie in den Steuerkäfig 324 eingeschraubt werden, und befreien sich selbsttätig Von dem Innenkonus des stationären Steuerelements 222. Das zur Phasenschiebung vorgesehene Steuerelement 4 arbeitet deshalb abhängig von der Zentrifugalkraft der Steuerkugeln 225, die wiederum durch die Eingangsgeschwindigkeit erzeugt wird. Fällt die Eingangsgeschwindigkeit ab, so findet eine umgkehrte Drehung der Steuerräder statt, da diese in Kontakt mit dem Außenkonus des stationären Steuerelements 222 kommen. Wenn maximale und

ίο minimale Perioden durch die Rechteckwellengeneratoren erzeugt werden, ist das Drehmomentenbild derart, daß die Abtriebswelle sich in positiver Richtung dreht, wenn die Umkehrwelle 210 den dargestellten Zustand hat Sie dreht sich in negativer Richtung, wenn die Umkehrwelle 210 durch hydraulischen oder pneumatischen Druck gegen den Umkehrkolben 220 vorwärts bewegt wird, so daß die Freilaufkupplungen 137 und 16 und nicht die Freilaufkupplungen 37 und 119 eingekuppelt werden.

2ö Fig.b5 zeigt die übertragung nach Fig.45 mit doppelt-programmierten Kupplungseinheiten ähnlich F i g. 49 und 50 anstelle der Freilaufkupplungen und mit inversen Getriebezügen 7—8 und 7—8ögemäß F i g. 34. Diese sind an treibenden Anlaufzahnrädern 19 und 194 befestigt wobei das angetriebene Anlaufzahnrad 20 und die daran befestigte Welle 21 die Antriebswelle für die Übertragung bilden. Das angetriebene Anlaufzahnrad 34 und die daran befestigte Welle 33 sind die Abtriebswelle für die Übertragung. Der Auskopplungsnocken 52 ist ein Nocken mit vier Arbeitsflächen, die jeweils gemäß F i g. 57 ausgebildet sind mit dem Unterschied, daß sie ein derartiges Profil haben, daß sie den Generatorelementen nach Fig.2 angepaßt sind. Das zweite und vierte Nockenelement sind gegenüber dem ersten und dritten kinematisch umgekehrt, und das erste Nockenelement den Auskopplungsringen 51 und 515, das zweite den Auskopplungsringen 514 und 51C, das dritte den Auskopplungsringen 151 und 1515 und das vierte den Auskopplungsringen 1514 und 151C zugeordnet F i g. 65 zeigt die inversen Getriebezugschleifen 7—8 und 7—84, Fig.66 zeigt den tatsächlichen Zusammenhang der inversen Getriebezugschleifen zusammen mit ihren jeweiligen Anlaufritzelzylindern. Der Auskopplungsnocken 52 dreht sich auf der

•»5 Steuerwelle ί zusammen mit dem steuernden Antriebszahnrad 22, das durch einen Stift gehalten wird, der in ihm frei bewegt werden kann. Eine axiale Verschiebung des Nockens 52 erfolgt durch den Mitnehmer 56 und den zylindrischen Nocken 57, da das steuernde Antriebszahnrad durch die Steuermechanismen relativ zum festen Antriebszahnrad 3 gedreht werden kann. Die gesamte axiale Verschiebung L ist in Fig.57 dargestellt Mit 301 und 303 sind Keile bezeichnet, die einzelne Scheiben 47 und 147,474 und 1474, 475 und 1475,47Cund 147Can ihrem jeweiligen Kegelrad 8, 84, 85und eCbefestigen. Mit 302 und 306 sind Lager für die jeweiligen angetriebenen Zahnräder 7 und 8,74 und 84, TB und 85 und 7Cund 8C bezeichnet Mit 305 sind die hinteren Kappen und Abstandselemente für die Schleifen 7—8 und 7—85 sowie 7—84 und 7—8C bezeichnet Die übrigen Bezugszeichen entsprechen der Fig.60. Die Steuermotoranordnung und die Feldwicklung sind in Fig.65 nicht dargestellt Es ergeben sich folgende Anlaufverhältnisse: Zahnrad 20 zum Zahnrad 194 oder 19CWert 1, Zahnrad 34 zum Zahnrad 35 oder 355Wert2.

Befinden sich die Antriebszahnrad-Generatorelemente in dem »In Phasee-Zustand, so hat das

Übersetzungsverhältnis zwischen der Antriebswelle 21 und der Abtriebswelle 33 den Wert +2. Wenn die Antriebszahnrad-Generatorelemente sich in einem Zustand befinden, daß maixmäle und minimale Perioden mit dem Wert 1,25 χ und 0,75 χ der Geschwindigkeit der Steuerwelle 1 erzeugt werden, wobei die Axialverschiebung der Auskopplungsnocken zur Ankopplung der maximalen Perioden zu den Schleifen 7—8 und 7—85 geeignpi ist und die minimalen Perioden zu den Schleifen 7-8Λ und 7-8Cgekoppelt werden, so ist das Übersetzungsverhältnis zwischen Eingang und Ausgang +1,2 oder +3,33, wenn die maximalen Perioden an die Schleifen 7—8/4 und 7—8Cund die minimalen Perioden ■n die Schleifen 7—8 und 7—85 gekoppelt werden. Es folgt, daß das Übersetzungsverhältnis Ober die in F i g. 65 gezeigte Übertragung innerhalb des Bereiches yon -1,2 χ bis +3,33 χ der Eingangsgeschwindigkeit unendlich variabel ist.

In F i g. 67 und 68 ist ein zylindrischer hydraulischer Betätigungsmechnaismus fur die Steuerung dargestellt, der winkelgeschwindigkeitsabhängig ist Die Antriebswelle oder Steuerwelle 1 ist durch einen Keil 31 mit einem zylindrischen Kolbenelement 2 verbunden, wobei tn jeder Seite der doppelten Arbeitsflächen Ulkanäle vorgesehen sind, so daß sie mit spiralförmigen Nuten ■uf den verlängerten Zylindern der Kolbenbetätigung in Verbindung stehen. F i g. 68 zeigt einen Teilschnitt, während F i g. 67 den Schnitt x-x aus F i g. 68 zeigt Die Bohrungen für den öldurchgang sind dabei klar zu erkennen. Koaxial auf der Welle 1 frei drehbar ist das •ngetriebene Steuerzahnrad 5 angeordnet, an dem ein zylindrischer äußerer Betätigungskörper 4 befestigt ist. Die hintere Abdeckungsplatte 60 ist durch Schrauben 61 befestigt. An dem verlängerten Zylinder der hinteren Abdeckplatte 60 sind Fliehgewichte 58 vorgesehen. Konzentrisch zwischen dem Betätigungskolben und der hinteren Abdeckplatte ist in axialer Richtung frei bewegbar ein Steuerventil 59 für den Hydraulikzylinder zusammen mit einer Rückführfeder vorgesehen. Die Fliehgewichte sind derart befestigt, daß sie gegen das Steuerventil drücken, wobei die Einlaß- und Auslaßöffnungen geschlossen sind und die antreibenden Generatorelemente bei niedriger Steuerungsgeschwindigkeit im »In Phase«-Zustand sind. Wird die Drehgeschwindigkeit über die niedrige Steuerungsgeschwindigkeit hinaus erhöht, so drücken die Fliehgewichte das Steuerventil 59 gegen die Rückführungsfeder, so daß die Eintritts- und Austrittsöffnungen für das öl der jeweiligen spiralförmigen Nut auf dem verlängerten Zylinder des Betätigungskolbens zugeordnet werden. Der dadurch erfolgende Durchgang von öl bewirkt eine relative Drehung des Betätigungskörpers um den Betätigungskolben, so daß eine Phasenschiebung zwischen dem steuernden Antriebszahnrad 5 und dem festen Antriebszahnrad 3 stattfindet Die Drehung des Betätigungskörpers erfolgt durch die Zuordnung der Ölkanäle zu den spiralförmigen Nuten, wobei die axiale Bewegung des Steuerventils durch einen Anstieg der Rotationsgeschwindigkeit über die niedrige Steuerungsgeschwindigkeit verursacht wird, die auf die Drehung des Betätigungskörpers um den Betätigungskolben bezogen ist Das vorstehende Verfahren ist auch umkehrbar, wenn die Rotationsgeschwindigkeit die niedrige Steuerungsgeschwindigkeit erreicht

In Fig.69, 70 und 71 sind Annäherungen für Teilkreisprofile der Rechteckweflen-GeneratQrelemente dargestellt, im einzelnen sind die Kriterfea für das zyklische Verhältnis und das Zyklusverhältnis angegeben, um jegliche Mehrdeutigkeit zu vermeiden.

Fig.72 zeigt in perspektivischer Darstellung einen Viertelschnitt der einfachen Übertragungsanordnung nach Fig.46 mit einem zusätzlichen epizyklischen Differentialverstärker und einem dynamischen Steuermechanismus. Das Eingabeelement ist eine Welle 1 mit festem Antriebszahnrad 3 und daran mit einem Keil 31 befestigtem Steuerelement 2. Das bewegliche Steuerelement 4, an dem durch eine Paßfeder 122 das

ίο steuernde Antriebszahnrad 5 befestigt ist, ist auf der Welle 1 frei bewegbar. Das Doppelzahnrad mit zugeordnetem Konusrad 29, das im Steuergehäuse 32A und 325 befestigt ist, ist den Steuerelementen zugeordnet, wobei das Element 4 einen Zahn weniger als das Element 2 hat und die gesamte Anordnung frei mit der Antriebswelle drehbar ist Der äußere statische Steuerkonus 222Λ mit daran befestigter Gewindemufi«; 403 ist in dem hinteren Außengehäuse 214 so befestig·, daß bei dargestellter Drehung der statische Außenkonus auf das rotierende Kunusrau des Duppe'izahnraües 29 trifft, was durch das zugeordnete Linksgewinde verursacht wird. Das Auftreffen des Außenkonus auf das rotierende Konusrad verursacht eine Drehung des Doppelsteuerzahnrades im negativen Sinn, wodurch eine Phasenschiebung zwischen dem Steuerelement 4 und dem daran befestigten Antriebszahnrad 5 sowie zwischen dem Steuerelement 2 und dem Antriebszahnnd 3 auftritt, welches auf der Antriebswelle 1 befestigt ist. Die Gewindemuffe und der innere statische Steuerkonus 2225 sind auf dem Außengehäuse 215 mit Linksgewinde befestigt, so daß bei Drehung der Gewindemuffe in dargestellter Weise der innere statische Konus auf das rotierende Konusrad des Doppelzahnrades 29 auftrifft, wodurch eine Drehung im entgegengesetzten Sinn hervorgerufen wird. Die Drehung des Zahnrades 29 verursacht eine relative Phasenverschiebung der Antriebszahnradgeneratorelemente zueinander.

Zugeordnet zu dem festen Antriebszahnrad 3 ist eine Gruppe fester angetriebener Zahnräder und Differentialkegelräder 7—8, 7—8Λ, 7-85 und 7—SC, zu den steuernden Antriebszahnrädern 5 eine Gruppe steuernder Antriebszahnräder und Differentialkegelräder 9—10,9—10/4,9—105 und 9— IOC zu beiden Gruppen von Kegelzahnrädern die Ritzel 13 ihrer jeweiligen Ritzelträger 11, 11.4, 115 und HC Ferner sind Lagerkappen 14, abgeschrägte Halteringe 114 und Gegenwellen 12, 12Λ, 125 und 12C vorgesehen. Die Gegenwellen ragen durch das hintere und mittlere innere Gehäuse 411 und 410 hindurch zu den das Drehmoment fibertragenden Anlaufzahnrädern 19,19Λ, 195 und 19C Mit Freilaufkupplungen 16 wird das Drehmoment auf eine Gruppe übernehmender Anlaufzahnräder 35, 35Λ 355 und 35C übertragen, denen Freilaufkupplungen 37 zum vorderen Innengehäuse 409 hin zugeordnet sind. Zugeordnet zu den das Drehmoment übertragenden Anlaufzahnrädern ist ein gemeinsames Anlaufzahnrad 20 mit daran befestigter Welle 21, diese führt zu dem Ritzelträger 40 des epizyklischen Differentialverstärkers und trägt epizyklische Ritzel 41. Zugeordnet zu den das Drehmoment übernehmenden antreibenden Anlaufzahnrädern ist das gemeinsame angetriebene Anlaufzahnrad 34, welches an der verlängerten Welle des epizyklischen Ringzahnrades 39 durch einen Keil 407 befestigt ist Die Abtnebswelle 44 ist an dem Stirnrad des epizyklischen Differentialverstärkers 43 durch einen Keil 406 befestigt und in der Abschlußkappe des Innengehäuses 408 gelagert Mit

405 ist eine Freilaufkupplungseinheit mit Lagerung bezeichnet, die so angeordnet ist, daß sie das Gegenmoment der inneren Gehäuseanordnung übernimmt, wenn eine kinematische Übertragung der Eingangsdynamik größer als +1 ist. Sie dreht sich frei, wenn die kinematische Übertragung den Wert +1 hat. Mit 404 ist eine Freilaufkupplungseinheit mit Lagerung bezeichnet, die so orientiert ist, daß sie das Drehmoment von der Innengehäuseanordnung übernimmt, wenn die kinematische Übertragung der Eingangsdynamik geringer als +1 wird, wodurch verhindert wird, daß die akutelie kinematische Übertragung der Eingangsdynamik kleiner als +1 wird. Mit 401 und 402 sind flache Spiralrückführfedern bezeichnet, die die Gewindemuffe der Steuerung in ihrer ausgekuppelten Stellung hält. Mit 213 ist das stationäre Außengehäuse bezeichnet, an dem das mittlere Außengehäuse 214 und das hintere Außengehäuse 215 befestigt sind. Die Anlaufverhältnisse und das epizyklische Verhältnis sind derart, daß das übertragungsverhaitnis der Eingangsdynamik von der Welle 1 zur Abtriebswelle 44 sich von unendlich bis + 1 ändert.

Hat dieses Verhältnis einen Wert zwischen den beiden angegebenen Grenzen, so wird das Gegenmoment an der Abtriebswelle von der Innengehäuseanordnung zum stationären Außengehäuse über die Freilaufkupplung und Lagerung 405 übertragen, entsprechend bleiben beide Elemente still stehen. Bei einem kinematischen Übertragungsverhältnis der Eingangsdynamik mit +1 dreht sich das Innengehäuse frei, ein Oberschreiten des Übertragungsverhältnisses mit dem Wert +1 wird durch die Freilaufkupplung 404 verhindert. Bei sich frei drehendem Innengehäuse mit derselben Drehgeschwindigkeit wie die Antriebswelle erfolgt keine relative Drehung der Getriebeelemente der Übertragung, und der mechanische Wirkungsgrad geht dann gegen 100%.

F i g. 73 zeigt eine zusammengesetzte einfache Übertragungsanordnung mit den Generatorelementen nach F i g. 2 und kinematischen Eigenschaften entsprechend Fig.59, Kurve A und Kurve D, so daß nur eine Gegenwelle erforderlich ist, um das kinematische !Continuum über die Übertragung hinweg zu erhalten. An der Antriebswelle 1 sind zwei feste Antriebszahnräder 3 und 3A befestigt, deren jeweiliger größerer Radius um 180° versetzt ist Ihnen ist ein festes Doppelzahnradelement 2 zugeordnet Das steuernde Antriebszahnrad 22 mit daran befestigtem Steuerelement 24 und Keil 31 ist derart angeordnet daß ein kongruentes angetriebenes Zahnrad 25 mit zugeordneter Freilaufkupplung 27 an einem Differentialkegelrad 10 befestigt ist Ein zweites steuerndes Antriebszahnrad 5 und ein kongruentes angetriebenes Zahnrad 9 mit zugeordneter Freilaufkupplung 16 sind gleichfalls an dem Differentialkegelrad 10 befestigt An dem Antriebszahnrad 5 ist ein zweites steuerndes Antriebszahnrad 5A mit einem größeren Radius von 180° gegenüber und kongruent zum angetriebenen Zahnrad 9A befestigt, die zugeordnete Freilaufkupplung 16/4 ist an dem Differenti?Ikegelrad 64 befestigt, das bewegliche Steuerelement 4 mit Keil 30 ist mit einem zweiten steuernden Antriebszahnrad 22A verbunden. Ein kongruentes steuerndes Antriebszahnrad 25A mit zugehöriger Freilaufkupplung 27 ist gleichfalls an dem Differentialkegelrad 64 befestigt, daran ist ein bewegliches Steuerelement 24Λ mit einem Keil 122 befestigt. Ein Dreifach-Zäfeirad 29 A ist vorgesehen, dessen Teilzahnräder den Steuerelementen 24 und 24/4 und dem ersten Zahnrad des Steuerelements 2 zugeordnet sind. Ferner ist ein

ίο Zweifach-Zahnrad 29 vorgesehen, dessen Teilzahnräder dem Steuerelement 4 und dem zweiten Zahnrad des Steuerelements 2 zugeordnet sind. Beide Mehrfach-Zahnräder sind im Steuergehäuse 32 frei bewegbar und mit dem Einstellelement 6 verbunden. Die Steuereleiriente 24, 24Λ und 4 haben die halbe Zahnzahl gegenüber der Gesamtzahnzahl beider Zahnräder des Doppelzahnradelements 2, wobei ein Zahnrad dieses Doppelzahnradelements zwei Zähne mehr als das andere hat. Für jede Drehung des Gehäuses um das Steuerelement 2 drehen sich die Steuerelemente 24 und 24/4 dann um den eingeschlossenen Winkel eines ihrer Zähne in positiver oder negativer Richtung, wobei das Steuerelement 4 um denselben Betrag in negativer oder positiver Richtung gedreht wird. Die Gegenwelle 12 Ist mit einem Ritzelträger 11 verbunden, wobei Doppelritzel 62 und 13, Lagerkappen 14, ein Haltekonus 114 und ein antreibendes Anlaufzahnrad 19 vorgesehen sind. Mit 20 und 21 sind das angetriebene Anlaufzahnrad und die Abtriebswelle der Übertragung bezeichnet.

Befinden sich die antreibenden Generatorelemente in dem »In Phase«-Zustand, so bleibt eine Drehung des Differentiallagers und der daran befestigten Gegenwelle konstant auf derselben Geschwindigkeit wie die Antriebswelle, wobei die relativen kinematischen Verhältnisse der Übertragungs-Antriebselemente der in F i g. 59 gezeigten Kurve A entpsrechen. Entsprechend drehen sich das angetriebene Anlaufzahnrad und die daran befestigte Abtriebswelle mit dem Wert 1 χ der Geschwindigkeit der Antriebswelle, wobei das kinema-

tische Kontinuum über die Übertragung gleichmäßig auf alle Rechteckwellen-Generatorelemente der zusammengesetzten einfachen Getriebeanordnung verteilt sind.
Werden die steuernden Antriebszahnräder Lri ±90° gegenüber ihrem »In Phase«-Zustand verdreht so entsprechen die kinematischen Verhältnisse eines jeden der einfachen Rechteckwellengeneratoren der Kurve D in Fig.59, und ihre kinematischen Eigenschaften sind um 180" außer Phase zueinander. Das kinematische Kontinuum über die Übertragung verläuft kontinuierlich über das Differentiallager, die Gegenwelle, die antreibenden und angetriebenen Anlaufzahnräder, zugeordnet zu jedem der jeweiligen Ritzel, die Kegelräder und die daran befestigten getriebenen und angetriebenen Generatorelemente des jeweiligen separaten Rechteckwellengenerators für eine 180°-Drehung der gemeinsamen Antriebswelle und des Steuermechanismus. Entsprechend drehen sich das angetriebene Anlaufzahnrad und die daran befestigte Abtriebswelle mit Wert 1,25 χ der Geschwindigkeit der Antriebswelle.

Hierzu 37 Blatt Zeichnungen

Claims

Patentansprüche:

1. Zahnradgetriebe mit einem Satz miteinander kämmender Zahnräder mit zyklisch variablem Übersetzungsverhältnis, von denen ein Zahnrad ein fest auf einer ersten Welle angebrachtes erstes Zahnrad ist und das hiermit kämmende Zahnrad ein zweites Zahnrad ist, mit einem Differentialgetriebe, dessen Differentialteile mit der ersten Welle und einer weiteren Welle für einen Kraftfluß von Antrieb zu Abtrieb in Antriebsverbindung stehen, gekennzeichnet dadurch, daß

a) für ein stetig veränderbares Übersetzungsverhältnis mindestens ein weiteres, mit dem ersten axial zum Getriebe angeordneten Zahnrad (3) identisches, ebenso axial angeordnetes Zahnrad (5, 22) vorgesehen ist, das auf jeweils einer auf der ersten Welle (1) an sich frei rotierbaren Hohlw ille befestigt ist;

b) daß ein Stsuenncchanismus (2, 4, 6; 2, 4, 6, 24) auf der ersten Welle (t) vorgesehen ist, mit dem jedes der weiteren axial angeordneten Zahnräder (5, 22) in einem jeweiligen, für das wahlweise vorgegebene Übersetzungsverhältnis des Getriebes veränderbaren Phasenwinkel Brt bezogen auf das erste axial angeordnete Zahnrad (3) koppelbar ist, und

c) daß das erste (3) und jeoes dieser weiteren axial angeordneten Zahnräder (5, 22) jeweils mit mindes'Tis zwei untereinander identischen, außeraxial im Getriebe angeordneten Zahnrädern (7, 9, 25) kämmt, um mit jedem Satz der in jeweils einer gemeinsamen Achse angebrachten, im Getriebe außeroxial angeordneten Zahnräder und mit je einem Differentialgetriebe (8, 10, 11, 13) sowie mit wenigstens je einer Kupplung (15, 16, 17; 28, 27, 26) jeweils einen Kraftflußzweig zu bilden, wobei sämtliche dieser außeraxia' angeordneten Zahnräder auch untereinander identisch sind (F i g. 43 - 46).

2. Zahnradgetriebe nach Anspruch 1, gekennzeichnet dadurch, daß für die Zahnräder mit zyklisch variablem Übersetzungsverhältnis gilt:

Außeraxial angeordnetes Zahnrad (7, 9, 25)

ν + ν Zähne
ν Lücken

axial angeordnetes Zahnrad (3. 5, 22)

ν Zähne
ν f ν Lücken

die im Bereich von Ix bis Ox der normalen Zahnoder Lückendicke ist, und worin das A/B-Verhältnis das Verhältnis zwischen dem Maximum und dem Minimum der Radien des Teilkreisprofils der axial angeordneten Zahnräder (3,5,22) ist (F i g. 1).

3. Zahnradgetriebe nach Anspruch 1 oder 2, gekennzeichnet dadurch, daß die Kupplungen steuerbar sind (F i g. 49,50).

4. Zahnradgetriebe nach Anspruch 1, 2 oder 3, gekennzeichnet dadurch, daß der Steuermechanismus (2, 4, 6, 24) kontinuierlich veränderbar ist (F ig. 60,63,65).

5. Zahnradgetriebe nach Anspruch 1, 2, 3 oder 4, gekennzeichnet dadurch, daß die Antriebswelle und die Abtriebswelle als Welle (21) mit darauf befindlicher rotierbarer Hohlwelle (33) ausgebildet sind und die erste Welle (1) eine Zwischenwelle des Getriebes ist (F i g. 46).