DE2446036A1 - Stufenloses getriebe mit einer mehrzahl rueckkehrender getriebeschleifen - Google Patents

Description

DiPl-In₉-H-MITSCHERLICH 8 MÖNCHEN 22

DipL-Ing. K. GUNSCHMANN «η**** 10

Or. rer. not. W. KÖRBER , ^{@ (0811}> '^2?i684

Dipl.-Ing. J. SCHMIDT-EVERS O / / C η Q ß

PATENTANWÄLTE 2446036

26. September 1974

John Hugh Kerr

H- 3 McGarry Drive Kitchener, Ontario/Canada

Patentanmeldung

Stufenloses Getriebe mit einer Mehrzahl rückkehrender Getriebeschleifen

Die Erfindung bezieht sich auf stufenlose Getriebe, die aus einer Mehrzahl rückkehrender Getriebeschleifen bestehen, die gemeinsam ein gemeinsames erstes und ein gemeinsames letztes.Getriebeelement benutzen, wobei jede einzelne Schleife einen mechanischen Rechteckwellengenerator enthält. Das Prinzip des mechanischen

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Rechteckwellengenerators kann als die Verwirklichung der Aufgabe angesehen werden, das Linear-Sägezahn-Geschwindigkeits-Verhalten (linear-sawtooth-velocity-patterns) zweier konstant umlaufender Antriebszahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis durch ein Differentialgetriebe zu addieren, um einen Rechteckwellengang an dem zwangsläufig arbeitenden Element des Differentialgetriebes zu erzeugen, wobei die Größe und Dauer der resultierenden Perioden des Konstant-Geschwindigkeits-Verhältnisses von dem Phasenwinkel zwischen den Linear-Sägezahn-Geschwindigkeits-Verhaltensmustern der beiden AbtriebsZahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis abhängt. Die vorliegende Erfin-' dung bezieht sich insbesondere auf meine noch schwebenden Canadischen Patentanmeldungen Serial Nr. 150-16 3 vom 31. August 197 ("Getriebe mit variablem Ausgang") und Serial Nr. 164-296 vom 21. Februar 1973 ("Getriebe mit variablem Ausgang"), neuerdings eingereicht unter Serial Nr. 192-761 am 18. Februar 1974-.

Die mit dieser Erfindung beanspruchte spezielle Technologie betrifft die Kinematik von Getrieben mit Rechteckwellengeneratoren in einer Mehrzahl rückkehrender Getriebeschleifen, die gemeinsam ein gemeinsames erstes und ein gemeinsames letztes Getriebeelement benutzen, wobei die Differentialanordnungen der Generatoren auf eine drehbare Zent^alspule montiert sind, die mit einer Antriebsmaschine in Verbindung steht, wobei ferner entweder das gemeinsame Abtriebs-Neben-Zahnrad der Schleife oder die gemeinsamen Antriebszahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis an den Generatoren wechselweise entweder als Ausgang oder als rückwirkende Elemente des Getriebes verwendet werden.

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Mit der Erfindung soll der kinematische Aufbau von Zentralspulen-Getrieben (center-spool-transmissions) angegeben werden, die die (in meiner genannten noch schwebenden Canadischen Patentanmeldung Serial ITr. 150-68 3) beschriebenen Rechteckwellengeneratoren verwenden, um das Verhältnis des kinematischen Kontinuums durch das Getriebe- zu ändern.

Mit der Erfindung soll ferner der kinematische Aufbau von Zentral-•s'pulen-Getrieben angegeben werden, die die (in meiner genannten, noch schwebenden Canadischen Patentanmeldung Serial Nr.. 164-286, neu eingereicht unter Serial Nr. 192-761) beschriebenen Rechteckwellengeneratoren verwenden, um das Verhältnis des kinematischen Kontinuums durch das Getriebe zu ändern.

Ganz allgemein bezieht sich die Erfindung auf ein stufenloses ■ Getriebe, bei dem die Ausgangswelle mit der Eingangswelle fluchtet. Auf der Eingangswelle sind mindestens zwei relativ drehbare Antriebszahnräder mit variablem Profil angeordnet, deren relative Drehlage durch eine Steuereinrichtung gesteuert werden kann. Auf der Ausgangswelle ist mindestens ein Abtriebs-Neben-Zahnrad (driven take-off gear) mit konstantem Profil angebracht. Eine Zentralspule ist auf der Eingangswelle befestigt, und eine Mehrzahl rückkehrender Getriebeschleifen ist um die Achse von Eingangs- und Ausgangswelle herum angeordnet. Jede Schleife weist einen Rechteckwellengenerator auf, der relativ drehbare Abtriebsräder mit variablem Profil besitzt, die mit den Antriebszahnrädern in Eingriff stehen, sowie eine in der Zentralspule angebrachte Differentialanordnung und ein Antriebs-Neben-Zahnrad,

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das mit dem Abtriebs-Neben-Zahnrad in Eingriff steht. Die Drehung des Antriebs-Neben-Zahnrades wird, von der Differentialanordnung durch eine Freilaufkupplung gesteuert. Bei einem gegebenen Eingang und in Abhängigkeit von der relativen Dreheinstellung der AntriebsZahnräder mit variablem Profil sowie einem feststehenden Übersetzungsverhältnis der Neben-Zahnräder kann die Ausgangswelle zu einer Drehung in einer der beiden Richtungen mit oder ohne stufenlose Übersetzung oder zu einer Drehung in beiden Richtungen mit stufenloser Übersetzung veranlaßt werden.

Weitere Einzelheiten und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachstehenden detaillierten Beschreibung und Erläuterung in Verbindung mit den Zeichnungen, die folgendes darstellen:

Figur 1: das grundlegende kinematische Modell .des Getriebes;

Figur 2 typische Sätze von Übersetzungen mit variablem Über- und 3: setzungsverhältnis;

Figur 4 die relative Momentangeschwindigkeit der, Abtriebsund M-A: Zahnräder aus den Figuren 2 und 3;

Figur 5, typische Rechteckwellenfunktionen; 5A, 6, 7

Figur 8: eine einfache rückkehrende Kegelrad-Getriebeschleife;

Figur 9: die Schleife nach Figur 8 mit anderer Stellung der Freilaufkupplung;

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Figur 10 die kinematischen Verhältnisse bei .der Schleife und 11: nach Figur 8^

Figur 12j ' die kinematischen Verhältnisse bei der Schleife 13, 13A: nach Figur 9;

Figur "14: eine isometrische Ansicht eines Abtriebs-Nebenzahnrad-Ausgangsgetriebes;

Figur 15 die kinematische Verhältnisse der Schleifen aus bis 17: Figur 14;

Figur 18; eine einfache rückkehrende Kegelradgehäuse-Getriebeschleife ;

Figur 19: die Schleife nach Figur 18 mit anderer Stellung der Freilaufkupplung;

Figur 20 die kinematischen Verhältnisse bei der Schleife und 21: nach Figur 18;

Figur 22 die kinematischen Verhältnisse bei der Schleife und 23:- nach Figur"19;"

Figur 24 eine isometrische Ansicht eines Antriebszahnrad-Aus- und 25: gangsgetriebes mit variablem Übersetzungsverhältnis;

Figur 26 die kinematischen Verhältnisse bei den Schleifen bis 28: nach Figur 24;

Figur 29: einen Satz von vier Abtriebszahnrädern mit einem gemeinsamen Antriebszahnrad;

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Figur 30: ein einfaches Hydraulikventil-System.

Figur 1 ist eine isometrische Wiedergabe einer Einzelschleife und gibt die wichtigsten kinematischen Elemente eines Zentralspulengetriebes wieder. 1 ist die Eingangswelle des Getriebes, 6 seine Ausgangswelle; Eingangs- und Ausgangswelle sind, wie gezeichnet, koaxial auf derselben Mittelachse angebracht. An der Eingangswelle liegt eine Antriebsmaschine M, deren Drehrichtung eingezeichnet ist, sowie eine schematisch angedeutete Zentralspule 2. In dem Achslager der Zentralspule ist die Parallelwelle 3 frei drehbar aufgenommen; die Welle 3 trägt die Zahnräder M- und 7. Mit dem Zahnrad U kämmt das auf der Ausgangswelle befestigte Zahnrad 5. Mit dem Zahnrad steht das Zahnrad 8 in Eingriff, das zwischen der Zentralspule 2 und der Antriebsmaschine M stationär und konzentrisch zu der Eingangswelle 1 angeordnet ist. Das Gewicht W ist so an der Ausgangswelle gebunden, daß eine positive Drehung das Gewicht ansteigen läßt, während eine negative Drehung das Gewicht absinken läßt. Die kinetische Wirkung besteht in der Energieübertragung zum und vom Gewicht, wenn es von der Antriebsmaschine gehoben und gesenkt wird.

Die nachstehende kinematische Gleichung beschreibt die Drehung der Ausgangswelle:

^ω aus'= ^W ein⁽¹ " VV ' ⁽¹⁾

worin: &, = Übersetzungsverhältnis bei der Zahnrädern 8/7 R₂ = Übersetzungsverhältnis bei der Zahnrädern 5/4 = Winkelgeschwindigkeit der Eingangswelle

Uf - Winkelgeschwindigkeit der Ausgangswelle

dUS

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Daraus folgt

für R₁ = R₂ ; cu_ans - 0

für R. > R₀ j it/· ". ist negativ

JL Z α. US

für Rj.. < R₂ : w_,„._o ist positiv ■

Um die kinematischen-Verhältnisse des Models Figur 1 auf diejenigen eines Rechteckwellengenerators mit Zentralspulengetriebe zu transponieren, um das Verhältnis R,, oder R„ zu ändern', sollen zunächst die kinematischen Verhältnisse repräsentativer Schleifen, die in den Getrieben verwendet werden, untersucht werden.

Die Figuren 2 und 3 geben typische Sätze von Stirnrädern für variable Übersetzungsverhältnisse wieder, die für die Rechteckwellengeneratoren dieser Getriebe verwendet werden, wobei die Antriebsräder mit 9 bzw. 11 und die zugeordneten Abtriebsräder mit 10 bzw. 12 bezeichnet sind. Die Figuren 4 und M-A geben das Momentange schwin digkeits verhältnis R der Abtriebsräder dieser Radsätze in Abhängigkeit von dem Bogen wieder, der von dem Bezugsradius kleinster Länge bis zu dem Kongruenzradius auf dem Teilungsprofil des Antriebszahnrades beim Auftreten einer Drehung beschrieben wirdj darin ist:

Länge des Kongruenzradius - Antriebszahnrad

Länge des Kongruenzradius - Abtriebszahnrad

0JjB= Länge des Bogens (in Graden), der von dem Bezugsradius kleinster Länge bis zu dem Kongruenzradius auf dem Antriebszahnrad beschrieben wird.

Die Neigung der Orte der Momentangeschwindigkeit R₁₀ und R. „ der entsprechenden AbtriebsZahnräder der Radsätze drückt den relativen Betrag der konstanten positiven und negativen Beschleunigung aus,

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denen die Abtriebszähnräder während der Drehung unterworfen sind. Wie an den Stellen R. „ und R, „ zu erkennen, erfährt das Abtriebszahnrad 12 gegenüber dem Abtriebszahnrad 10 eine halb so große Beschleunigung, wenn die jeweilige Antriebszahnräder mit gleicher Geschwindigkeit umlaufen, wobei die minimale und die maximale Geschwindigkeit 0,75 und 1,25 bzw. 0,5 und 1,5 ausmachen. Der Bezugs radius kleinster Länge (R-n) wurde auf beiden Antriebsrädern identifiziert.

Das Epicycloidengetriebe, insbesondere der Kegelrad-Getriebetyp, gewöhnlich als Differentialgetriebe bezeichnet, weist drei Funktionselemente auf: das Differentialgehäuse mit allen Ritzeln und die beiden Kegelräder. Bei zwei beliebigen dieser Funktionselemente, die bestimmten Rotationsvorgängen mit zyklischer Koinzidenz unterworfen sind, ist der dem jeweiligen dritten Element aufgeprägte Rotationsvorgang von der zyklischen Koinzidenz der jeweiligen Rotationsvorgänge der beschränkenden Elemente abhängig.

Wenn die beiden Kegelräder ( A und B ) von Differentialgetrieben von den Linear-Sägezahn-Geschwindigkeits-Vorgängen identischer Abtriebsräder abhängen, wie bei der Darstellung in Figur 1 oder Figur 2, würde die sich ergebende kinematische Zwangswirkung die auf das Differentialgehäuse ausgeübt wird, von der relativen Beziehung der Linear- Sägezahn-Geschwindigkeits-Vorgänge abhängen, die von den Stellen R._n oder R.„ der Figuren 4 und 4A abhängen und durch folgende Gleichung quantitativ ausgedrückt werden können:

^RA ^{+ R}R

worin;

W = die resultierende kinematische Zwangswirkung die auf

das Gehäuse ausgeübt wird

R» = eine der beiden Stellen R^_n oder R^₀ auf dem Kegelrad A

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R_ = entsprechend R^₀ oder R. „ auf dem Kegelrad B. ·

Die Kurven in den Figuren 5 und 5A zeigen die resultierende kinematische Zwangswirkung gegenüber dem Gehäuse C, wenn die Kegelräder A und B übereinstimmenden Linear-Sägezahn-Geschwindigkeits-Vorgängen von Abtriebsrädern 10 (Figur 2) unterworfen werden, wenn die Bezugsradien ihrer Antriebsräder sich um 180° und um 90° gegeneinander drehen. Das resultierende Drehungsmuster an dem Gehäuse ändert sich von dem einer 1fachen Konstantgeschwindigkeitsübersetzung gegenüber demjenigen der Antriebszahnräder zu einem Muster, das als Rechteckwelle mit Perioden von gleichbleibender Geschwindigkeit mit. der O,75fachen und l,25fachen Winkelgeschwindigkeit der AntriebsZahnräder variiert, wenn ihre Relativ-Zyklen-Koinzidenz von 180 in 90 verändert wird. Es ist hierbei zu beachten, daß die Linear-Sägezahn-Geschwindigkeits-Verlaufsmuster der Abtriebszahnräder identisch sein müssen, wenn die verlangte kinematische Zwangswirkung des Gehäuses eine Rechteckwellenfunktion sein soll. Wenn die Abtriebsräder aus Figur 3 den Kegelrädern A und B befestigt wären, würde sich ebenfalls eine Rechteckwelle ergeben, jedoch wäre die Amplitude der Konstantgeschwindigkeitsperioden gleich der halben Periode der Abtriebsräder 10, wenn die Bezugsradien ihrer Antriebszahnräder um 90 voneinander verdreht sind.

Wenn das Gehäuse C eines Differentialgetriebes dem Linear-Sägezahn-Geschwindigkeitsverlauf des Abtriebszahnrads 12 ausgesetzt ist und eines der Kegelräder A dem Linear-Geschwindigkeitsverlauf des Abtriebszahnrades 12 ausgesetzt ist, wäre die an dem zweiten Kegelrad B auftretende resultierende kinematische Zwangswirkung der relativen Beziehung der Linear-Sägezahn-Geschwindigkeitsverlaufe unterworfen, die von R^λ bzw. R^₀ beschrieben werden und durch den folgenden Ausdruck wiedergegeben werden können:

^ωΒ = ^2RC - ^RA ,

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worin:

CJ^ = die an dem Kegelrad B ausgeübte resultierende

kinematische Zwangswirkung R_c = die Stelle R₁₂ auf dem Gehäuse C R_A = die Stelle R₁₀ auf dem Kegelrad A.

Die Kurven in den Figuren 6 bzw. 7 zeigen die resultierende kinematische Zwangswirkung am Kegelrad B, wenn die Bezugsradien den Abtriebs· zahnrädern 10 und 12 der zugehörigen Antriebszahnräder koinzident miteinander umlaufen und um 90 gegeneinander versetzt sind, wobei das Drehungsmusterergebnis für das Kegelrad B sich von demjenigen einer lfachen Konstantgeschwindigkeitsübersetzung gegenüber demjenigen der Antriebsräder zu einem Muster ändert, das als Rechteckmuster mit Perioden konstanter Geschwindigkeit beschrieben ist, die dem ο ¹J 5 fachen und 1,5fachen der Winkelgeschwindigkeit der Antriebsräder entspricht, wenn ihre Relativ-Zyklen-Koinzidenz entsprechend geändert wird. Man beachte, daß der Linear-Sägezahn-Geschwindigkeitsverlauf der an dem Differentialgehäuse angebrachten Abtriebsräder die halbe Größe der Beschleunigung an dem Kegelrad befestigten Abtriebsräder haben muß, wenn die verlangte kinematische Zwangswirkung an dem zweiten Kegelrad eine Rechteckwellen-Funktion darstellen soll. Man-kann, solange diese Bedingung eingehalten wird, beliebige Sätze von Zahnrädern mit variablem Übersetzungsverhältnis benutzten.

Figur 8 zeigt eine einzelne rückkehrende Getriebeschleife mit einem Rechteckwellengenerator in dem Differentialgetriebe, so daß das Differentialgehäuse das Ausgangselement des Generators darstellt, wobei die beiden Kegelräder den Linear-Sägezahn-Geschwindigkeitsverläufen zweier identischer, AbtriebsZahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis unterworfen sind. Um die folgende kinematische Diskussion zu vereinfachen, werden die Schleifenelemente identifiziert mit Beziehung auf ihre Funktion, wenn die Ausgangswelle 6 des Getriebes an dem gemeinsamen Abtriebs-Neben-Zahnrad befestigt ist. Demzufolge ist

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5 das gemeinsame Abtriebs-Neben-Zahnrad, wobei die Differentialanordnung aus dem Antriebs-Neben-Zahnrad 4 besteht, das in der gezeichneten Weise an das Differentialgehäuse 13 durch die Freilaufkupplung angeschlossen ist. Das Ritzel 14 wird von dem Gehäuse 13 gehalten, während das kongruente Kegelrad 17 an der Welle 18 angebracht ist, an die das Abtriebszahnrad 1OA mit variablem Obersetzungsverhältnis angesetzt ist. Das kongruente Kegelrad 15 ist an der konzentrischen Welle 16 angebracht, an der das Abtriebsrad 10 mit variablem Übersetzungsverhältnis sitzt. Die gemeinsamen wirksamen Teile des Getriebes bestehen aus der stationären Welle 20, an der das Antriebszahnrad 9 mit variablem Übersetzungsverhältnis und der stationäre Steuerflansch 23 angebracht sind. Auf der stationären Welle 20 ist konzentrisch und frei drehbar die hohle Steuerwelle 21 angebracht, wozu in der gezeichneten Weise das Antriebszahnrad 9A mit variablem Übersetzungsverhältnis und der drehbare Steuerflansch 22 gehören. Die Klemmschraube 24 verbindet die beiden Steuer flansche derart, daß der Bezugsradius des Antriebszahnrades 9A relativ zu dem feststehenden Bezugsradius des Antriebsrades 9 eingestellt werden kann.

Wenn die Differentialanordnung nach Figur 8 um die gemeinsame Achse der Wellen 6 und 20 mit dem Wert der Nebengetriebe-Übersetzungsverhältniseinheit (Zähnezahl der Zahnräder 5/4) umläuft, und wenn die Bezugsradien der AntriebsZahnräder 9 und 9A in 180 gegenseitigem Abstand gehalten werden, so dreht sich die Abtriebswelle nicht, wenn die Freilaufkupplung so orientiert ist, daß das Drehmoment von dem Gehäuse 13 auf das Antriebs-Nebengetriebe übertragen wird, wenn die Momentbelastung in der Richtung wirkt, die mit der Eingangsdrehung übereinstimmt. Das läßt sich zeigen, wenn man die Gleichung (1) auf die k'inematische Verhältnisse der Schleife in Figur 8 anwendet und dabei die kinematischen Verhältnisse des Rechteckgenerators berücksichtigt.

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Dementsprechend zeigt die Figur 10 die stetige Drehung des Gehäuses 13, bezogen auf die Linear-Sägezahn-Drehung der AbtriebsZahnräder 10 und 1OA, wenn die Bezugsradien ihrer AntriebsZahnräder 9 und 9A um 180 unverändert gegeneinander versetzt gehalten werden. Das Obersetzungsverhältnis zwischen dem Gehäuse und den Antriebsrädern 9 und 9A behält den Wert 1 während der gesamten Zyklusrotation der Zahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis, wobei dieses Übersetzungsverhältnis in Gleichung (1) als R. und das Nebengetriebe-Übersetzungsverhältnis als R„ bezeichnet wurde, das ebenfalls den Wert 1 hat, so daß Gleichung (1) ergibt:

= 1(1 - 1/1) = 0

Figur 11 zeigt die Rechteckwellenschwingung des Gehäuses 13 gegenüber der Linear-Sägezahn-Drehung des AntriebsZahnrades 10 und 1OA, wenn die Bezugsradien ihrer AntriebsZahnräder 9 und 9A in festem Abstand von 90 gegeneinander gehalten werden. Das relative Übersetzungsverhältnis zwischen dem Gehäuse 13 und den Antriebszahnrädern 9 und 9A ändert sich in dem Rechteckwellenmuster zwischen dem 0,75fachen und dem 1,25fachen, wobei Perioden von konstant bleibendem Geschwindigkeitsverhältnis für die Dauer der Relativdrehung von 90 der Antriebszahnräder auftreten. Das Übersetzungsverhältnis R^ in Gleichung (1) ist demzufolge eine Variable, mit dem Ergebnis, daß die Ausgangswelle eine gleichförmige Drehung in positiver wie in negativer Richtung während Perioden von 90 einer Relativ-Drehbewegung des AntriebsZahnrades aufweise, oder, einfacher ausgedrückt, während einer 90°-Drehung der Differentialanordnung um die gemeinsame Achse der Schleife. Das läßt sich wiederum mit Gleichung (1) zeigen, wenn der Wert von R^ als Variable behandelt wird, ausgedrückt durch die relative Größe der in den Generatoren erzeugten Perioden, d.h. 0,75 und 1,25, also:

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- 13 - ⁽V 0⁵75

QJ =1(1 ^{? /b} )

aus .

= + 0,25 - 0,25

Werden vier Differentialanordnungen der in Figur 8 gezeigten Art gleichmäßig um die gemeinsame Achse der Schleifen verteilt,so daß die relativen Perioden des Konstantgeschwindigkeitsverhältnisses, die in den Schleifen erzeugt werden, aufeinanderfolgen, so dreht sich die Ausgangswelle kontinuierlich mit gleichbleibender Geschwindigkeit mit dem O,25fachen der Drehung der Generatorenanordnung in Abhängigkeit von dem Maximalwert des erzeugten Übersetzungsverhältnisses R^, weil, wenn das Geschwindigkeits-Verhältnis eines Gehäuses unter den Kontinuumwert fällt, die Freilaufkupplung überholt, weil die Kontinuumgeschwindigkeit auf den vier Antriebs-Neben-Zahnrädern von der aktiven Generatorschleife aufrechterhalten wird.

Da, wenn die Bezugsradien der Antriebszahnräder 9 und 9A in ihrer gegenseitigen Lage von 180 festgehalten werden, keine Drehung der Ausgangswelle auftrat, und da, wenn die Bezugsradien der Antriebs-Zahnräder 9 und 9A mit einer gegenseitigen Versetzung von 90 festgehalten wurden, die Ausgangswelle eine Drehung von 0,25 des Eingangs an den Generatoranordnungen aufwies, so ergibt sich, daß ein Zentralspulengetriebe mit der Schleife nach Figur 8 eine begrenzte Brauchbarkeit für stufenlose Veränderung bei unendlicher Übersetzung hätte, abhängig von dem relativen Winkel zwischen den feststehenden Bezugsradien der Antriebs Zahnräder mit variabler Übersetzung". Die Übersetzung wird definiert als das Verhältnis der Eingangswinkelgeschwindigkeit zur Ausgangswinkelgeschwindigkeit (W . /<ü ).

sin cL\is

Da ferner der Effektivwert des Übersetzungsverhältnisses R. den Betrag 1 hat, wenn die Bezugsradien der Antriebszahnräder 9 und 9A in ihrer gegenseitigen Lage von 180° gehalten werden, und weil der

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Effektivwert des Übersetzungsverhältnisses den Betrag 1,25 hat, wenn die Bezugsradien der AntriebsZahnräder 9 und 9A um 90° gegeneinander versetzt sind, ergibt sich, daß ein kinematisches Kontinuum durch die Getriebe-Antriebsschleifen nur auftritt, wenn die Folgeperioden des in den Schleifen erzeugten Konstantgeschwindigkeits-Verhältnisses Perioden sind, in denen die Amplitude mindestens gleich 1 ist. Obwohl die Momentangeschwindigkeit des Gehäuses zwischen dem O,75fachen und dem l,25fachen derjenigen der Antriebszahnräder wegen der den Schleifen durch die Freilaufkupplung auferlegten Zwangswirkung schwankt, wird das Kinematik-Kontinuum auf diejenigen Perioden beschränkt, in denen die Relativamplitude mindestens den Wert 1 hat. Daher schwankt der Effektivwert von R,, in der Gleichung (1) zwischen 1 und 1,25. Gleichung (1) kann benutzt werden, um den Übersetzungsbereich des Getriebes anzuzeigen, wenn R,. sich in den obengenannten Grenzen ändert:

(R.) ¹J²⁵

Uj = U) . ( 1 ± i )

aus em ^

= 0 bis 0,250» .

em

Wenn die Freilaufkupplung in der Schleife in Figur 8 so angeordnet ist, daß das Differentialgehäuse 13 ein Drehmoment des Antriebs-Neben-Zahnrads 4 empfängt, anders als angegeben ist, so würde das Belastungsmoment auf die Ausgangswelle nicht aufrechterhalten werden. Wenn jedoch sowohl das Lastmoment als auch die Orientierung der Freilaufkupplung geändert werden, würde ein Kinematik-Kontinuum durch ein Getriebe mit vier Schleifen nur auftreten, wenn die Folgeperioden mit Konstantgeschwindigkeitsverhältnis , die in der Schleife erzeugt werden, jene Perioden sind, deren Amplituden höchstens den Wert 1 haben. In diesem Falle würde der Effektivwert von R. in Gleichung (1) daher zwischen

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0,75 und 1 schwanken, und das Getriebe würde wiederum eine begrenzte Brauchbarkeit für stufenlose Veränderung aufweisen, jedoch würde die Ausgangsdrehung in entgegengesetzter Richtung erfolgen. Man kann die Gleichung (1) benutzen, um den Übersetzungsbereich des Getriebes anzugeben, wenn wiederum R. als Variable mit den oben angegebenen Grenzen verwendet wird:

ω = (J . { ι ^{1 4}?⁷⁵ )

aus ein .

0 bis + 0,25-Ä/ .

Man beachte, daß die Variation von R^ spezifisch für die kinematischen Verhältnisse der Rechteckwellengeneratoren ist und nicht für die kinematischen Verhältnisse der Schleife in Figur 8. Die Relativveränderung im Übersetzungsverhältnis R^ ist somit die Verstärkungscharakteristik des Rechteckwellengenerators und hängt von der relativen Orientierung der Freilaufkupplung und der zugeführten Last ab. Diese Eigenschaft des Generators wird mit dem Zeichen t" benannt und wird zu R^ in Gleichung (1). Das Übersetzungsverhältnis R₂ in Gleichung (1) ist das Übersetzungsverhältnis der Neben-Zahnräder (Zahnrad 5/Zahnrad 4). Der Einfachheit halber soll das Übersetzungsverhältnis der NebenZahnräder durch die Buchstaben TOR bezeichnet werden. Um auch den allgemeineren Fall eines Zentralspulen-Getriebes zu erfassen, bei dem ein Rechteckwellengenerator in der Schleife enthalten ist, wobei das gemeinsame Ab-•triebs-Neben-Zahnrad den Ausgang des Getriebes darstellt, kann die Gleichung (1) wie folgt geschrieben werden:

JL₁₁₄, = 4J . ( 1 - — ) (2)

aus ein _TQR

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worin: TOR = das Verhältnis der Zähnezahl des gemeinsamen Abtriebs-Neben-Zahnrads zu der Zähnezahl auf dem Antriebs-Neben-Zahnrad L = der Verstärkungskennwert des Generators in Abhängigkeit von der Orientierung der Kupplung und der Ausgangs-Drehmoment-Belastung

(J bzw. ¹U . sind die Winkelgeschwindigkeiten der Ausgangswelle bzw. der Zentralspule.

Figur 9 zeigt eine einzelne rückkehrende Getriebeschleife ähnlich der in Figur 8 dargestellten mit den entsprechend benannten Elementen, jedoch ist das Differentialgehäuse 13 unmittelbar an dem Antriebs-Neben-Zahnrad 4 angebracht, und das Abtriebszahnrad 1OA mit variablem Obersetzungsverhältnis steht über die Freilaufkupplung mit der Welle 18 in Verbindung.

Figur 12 zeigt die Relativ-Geschwindigkeit-Drehung der Abtriebszahnräder 10 und 1OA mit variablem Übersetzungsverhältnis, des Gehäuses 13 und der Welle 18, wobei die Differentialanordnung um die gemeinsame Achse gegenüber der Schleife umläuft und die Bezugsradien der AntriebsZahnräder in festem Winkelabstand von 180 zueinander gehalten sind. Wie ersichtlich, hat der Generatorausgang an dem Differentialgehäuse 13 den Wert 1. Entsprechend hat t in Gleichung (2) den Wert 1, und bei dem Übersetzungsverhältnis der Neben-Zahnräder TOR = 1 bleibt die Ausgangswelle in Ruhe:

Wenn die Freilaufkupplung so orientiert ist, daß das Drehmoment von dem Antriebszahnrad 1OA mit variablem Übersetzungsverhältnis

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übertragen wird, wenn die relative Drehung mit derjenigen der . Welle 18 zusammenfällt, und wenn das Lastmoment an der Ausgangswelle 6 die gleiche Richtung hat wie die Eingangsdrehung, sind die Relativ-Geschwindigkeit-Drehung der Abtriebsräder 10 und 1OA, der Welle 18 und des Differentialgehäuses 13 wie in Figur 13 gezeichnet, wenn die Bezugsradien der Antriebszahnräder, um 90° gegeneinander versetzt, ihre Lage nicht verändern und vier Differentialanordnungen um die dem Getriebe gemeinsame Achse umlaufen. Entsprechend ist der Wert von Γ in Gleichung (2) 1,25, und die Ausgangsgeschwindigkeit ist wieder das 0,25fache der Eingangsgeschwindigkeit .

Wenn die Freilaufkupplung so orientiert ist, daß das Drehmoment von der Welle 18 auf das Abtriebsrad 1OA bei übereinstimmender Drehung übertragen wird und das Belastungsdrehmoment an der Ausgangswelle 6 der Eingangsdrehung entgegengerichtet ist, verläuft die Relativ-Geschwindigkeit-Drehung der Abtriebsräder 10 und 1OA, der Welle 18 und des Differentialgehäuses 13 in der in Figur 13A gezeichneten Weise, wenn die Bezugsradien der AbtriebsZahnräder eine gegenseitige Versetzung von 90° beibehalten und vier Differentialanordnung um die dem Getriebe gemeinsame Achse umlaufen. Dementsprechend wird der Wert T in Gleichung (2) zu 0,75, und die Ausgangsgeschwindigkeit erreicht das 0,25fache der Eingangsgeschwindigkeit .

Aus dieser Erörterung ergibt sich, daß die Schleifen nach den Figuren 8 und 9 in gleicher Weise bei einem Zentralspulen-Getriebe anwendbar sind, und die Anbringung der Freilaufkupplung entweder zwischen dem Differentialgehäuse 13 und dem Antriebs-Neben-Zahnrad 4 oder zwischen dem Abtriebszahnrad 1OA mit variablem Übersetzungsverhältnis und der Welle 18 die kinematischen Verhältnisse des Getriebes nicht ändert, wenn das Neben-Zahnräder-Übersetzungsverhältnis (TOR) der Schleife und der Zahnradsätze mit variablem

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- 18-Übersetzungsverhältnis die gleichen sind.

Figur 14 ist eine isometrische Ansicht mit Schnitt durch ein Zentralspulengetriebe aus vier rückkehrenden Getriebeschleifen entsprechend den Einzelschleifen nach Figur 9 und mit entsprechender Bezeichnung der wichtigen Teile, mit einem zweiten drehbaren Antriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis und einem zusätzlichen hydraulischen Steuerungssystem. Mit 38 ist die untere Hälfte des stationären Getriebegehäuses bezeichnet, dessen Schnittlinie mit der gemeinsamen Mittellinie der Eingangswelle 1 und der Ausgangswelle 6 zusammenfällt. An der Eingangswelle ist, wie ersichtlich, die Mittelscheibe 2 der Zentralspule befestigt, wobei die vordere Scheibe 2A und die hintere Scheibe 2B durch die Schrauben 24 und die Abstandshalter 26 und 26A zu einem einheitlichen Bauteil zusammengefaßt sind. Konzentrisch zu der Eingangswelle verläuft die Steuerwelle 21, an der das Antriebszahnrad 9A mit variablem Übersetzungsverhältnis und der von einem Keil 28 gehaltene Steuerarm 22 befestigt sind. Konzentrisch zu der Steuerwelle verläuft eine zweite Steuerwelle 21A, an der das Antriebsrad 9B mit variablem Übersetzungsverhältnis und der Steuerarm 22A mittels eines Keils 2 9 befestigt sind. An den Steuerarmen 2 2 und 2 2A sind die Steuerhebel 30 und 3OA derart angebracht, daß sie die Steuerarme in der gezeichneten Weise mit dem vorderen Deckel 31 des Steuerungsstellgliedes verbinden, wenn das Stellglied ausgefahren ist und die Bezugsradien der zugehörigen AntriebsZahnräder zusammenfallen, senkrecht zu der Trennlinie des Getriebegehäuses nach unten zeigend. Das hydraulische Stellglied weist einen Stellzylinder 3 2 auf, ferner den hinteren Deckel 33 des Stellzylinders und den Stellkolben mit Kolbenstange 34, wobei die Kolbenstange mit Block 35 und Stift 36 an einem Ausleger 37 des Getriebegehäuses befestigt ist. Konzentrisch zu der Ausgangswelle 6 und durch einen Keil 27 mit dem Getriebegehäuse verbunden, wobei der Bezugsradius senkrecht zu der Trennlinie des Getriebegehäuses nach oben zeigt,

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befindet sich das stationäre Antriebszahnrad 9 mit variablem Übersetzungsverhältnis. An der Ausgangswelle ist das gemeinsame Antriebs -Neben-Zahnrad 5 befestigt, wozu Aufnahmelagerungen in der vorderen Scheibe und dem stationären Antriebszahnrad ·9 vorgesehen sind. Dem fest angebrachten Antriebsrad 9 kongruent ist das Abtriebsrad 10 mit einem Keil 39 auf der Welle 16 befestigt, die durch die vordere Scheibe 2A und das Antriebs-Neben-Zahnrad M- führt und an der in der gezeichneten Weise das Kegelrad¹ 15 befestigt ist. Neben-Zahnrad 4 ist kongruent zu dem Abtriebs-Neben-Zahnrad 5 und ist an dem Differentialgehäuse 13 befestigt, wobei Differentialritzel IH kongruent zu den Kegelrädern 15 und 17 ist. An dem Kegelrad 17 ist eine Welle 18 befestigt, für die Traglager in der Mittelscheibe 2 und der hinteren Scheibe 2A vorgesehen sind. Konzentrisch auf der Welle 18 montiert mit Freilaufkupplungen 19 und 19A und kongruent zu den Antriebsrädern 9A und 9B sind Antriebsräder 1OA und 1OB mit variablem Übersetzungsverhältnis vorgesehen. Das Gewicht W ist in der gezeichneten Weise an der Ausgangswelle angebracht; die Zahnradsätze· mit variablem Übersetzungsverhältnis sind in der in Figur 2 gezeichneten Weise angeordnet; das Übersetzungsverhältnis des Nebengetriebes (TOR) ist 9/8; die Freilaufkupplungen sind so orientiert, daß sie ein Drehmoment auf die Welle 18 übertragen, wobei die Generator-Verstärkungs-Kennziffer f von 1 auf 1,25 übergeht, wenn die Bezugsradien der Antriebs-Zahnräder 9A und 9B aus der 180°- Versetzung gegen die 90 -Versetzung gegenüber dem Bezugsr'adius des Antriebszahnrades 9 übergehen.

Wenn die Eingangswelle und die daran angebrachte Mittelspule sich in der angegebenen positiven Richtung mit dem Betrage- 1 drehen und die Bezugsradien der AntriebsZahnräder sich in der 180 -Versetzung halten, wie es durch die relative Lage des Steuergliedes zum Ausdruck kommt, ergibt sich der Ausgang des Getriebes aus Gleichung (2) zu:

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mit dem Erfolge, daß das Gewicht W sich senkt, wobei Energie von dem Gewicht auf die Antriebsmaschine übertragen wird. Die kinematischen Vorgänge der wichtigen Elemente der vier Generatorelemente sind in Figur 15 dargestellt, wobei alle Freilaufkupplungen in dem Getriebe eingeschaltet sind, wie es sich aus der relativen Koinzidenz ihrer AbtriebsZahnräder 1OA und 1OB mit der ihnen zugehörigen Welle 18 ergibt.

Wenn der Korpus des Steuergliedes so eingestellt ist, daß die relative Winkelversetzung der Antriebszahnräder 9A bzw. 9B -45° bzw. +45° gegenüber dem feststehenden Antriebszahnrad 9 beträgt, wie es durch die Verbindung mit den Steuerungsarmen 22 und 2 2A hervorgerufen ist, ergibt sich ein relativer Winkel zwischen den Bezugsradien des feststehenden AntriebsZahnrades 9 und den Antriebszahnrädern 9A und 9B von 135°. Der Verstärkungskennwert fö der Generatoren in den Schleifen beträgt 1,125 oder 9/8 und die Ausgangswelle steht still. Die kinematischen Verhältnisse der wichtigsten Elemente der vier Generatoranordnungen sind in Figur 16 dargestellt, wobei jede Freilaufkupplung zu einer Drehung der Mittelspule um 135 betätigt ist. Das ergibt sich wiederun aus der relativen Koinzidenz ihrer Abtriebszahnräder 1OA und 1OB mit den Wellen 18. Aus Gleichung (2) folgt:

9/8

aus

9/8

Wenn der Steuergliedkorpus so eingestellt ist, daß die relative Winkelversetzung der AntriebsZahnräder 9A bzw. -9B -90 bzw. +90°

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beträgt, so haben sie die Bezugsradien'+90° gegenüber dem Bezugsradius des feststehenden Antriebszahnrades 9, und die Verstärkungskennziffer V der Generatoren beträgt 1,25 oder 5/4, wobei jede Freilaufkupplung zu einer Drehung der Zentralspule um 90 betätigt ist. Das ist in Figur 17 dargestellt. Die'Ausgangsgröße ist gemäß Gleichung (2):

5/4

^ω aus ^{= 1 (1 )=} -^1/9

9/8

mit dem Erfolg, daß das Gewicht W sich mit der Energie hebt, die von der Antriebsmaschine auf das Gewicht übertragen worden ist.

Aus dieser und der obenstehenden Diskussion ergibt sich, daß eine kinematische Übersetzung durch ein Zentralspulengetriebe von dem Nebengetriebe-Übersetzungsverhältnis TOR, der relativen Ausrichtung der Freilaufkupplungen, den äußeren Belastungen und den gegenseitigen Beziehungen zwischen den Bezugsradien der Antriebszahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis abhängt.

Figur 18 zeigt eine einzelne rückkehrende Getriebeschleife mit einem Rechteckwellengenerator bei dem Differentialgetriebe derart, daß eines der Kegelräder des Differentials das Ausgangselement des Generators bildet, wobei das Differentialgehäuse und das zweite Kegelrad von den Linear-Sägezahn-Geschwindigkeits-Verläufen der Antriebsräder mit variablem Übersetzungsverhältnis abhängen und das an dem Differentialgehäuse befestigte Abtriebszahnrad den halben Beschleunigungsbetrag in seinem Linear-Sägezahn-Geschwindigkeits-Verlauf zeigt im Vergleich zu dem an dem

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Kegelrad des Differentials befestigten Abtriebszahnrad. Die Ziffer 5 bezeichnet das gemeinsame Nebenzahnrad und 6 die Ausgangswelle. Die Differentialanordnung, die aus dem Antriebs-Neben-Zahnrad 4 besteht, ist in der gezeichneten Weise durch die Freilaufkupplung 19 mit der Welle 16 verbunden, an der das Kegelrad befestigt ist. An dem Gehäuse 13 ist das Ritzel I¹I gelagert, wobei das damit zusammenwirkende Kegelrad 17 zusammen mit dem Abtriebszahnrad 10 für variables Übersetzungsverhältnis an der Welle 18 befestigt ist und das Abtriebszahnrad 12 mit variablem Übersetzungsverhältnis in der gezeichneten Weise an dem Gehäuse befestigt ist. Mit den Abtriebszahnrädern 12 bzw. 10 wirken die AntriebsZahnräder 11 bzw. 9 mit variablem Übersetzungsverhältnis zusammen, wobei das Antriebszahnrad 9 an der feststehenden Welle 20 zusammen mit dem feststehenden Steuerflansch 23 befestigt ist. Über der feststehenden Welle 20 konzentrisch drehbeweglich angeordnet ist die hohle Steuerwelle 21, an der das Antriebszahnrad 9 und der drehbare Steuerflansch 22 in der gezeichneten Weise befestigt sind. Die Klemmschraube 2h verbindet die beiden Steuerflanschen so, daß der Bezugsradius des Antriebszahnrades 9 relativ zu dem feststehenden Bezugsradius des AntriebsZahnrades 11 eingestellt werden kann.

Wenn die Differentialanordnung nach Figur 18 um die den Wellen 6 und 20 gemeinsame Achse umläuft, das Nebenübersetzungsverhältnis TOR =1, und die Bezugsradien der AntriebsZahnräder 9 und 11 fest und übereinander stehen, herrschen die in Figur 20 gezeichneten kinematischen Verhältnisses der Elemente der Differentialanordnung. Gemäß Gleichung (2) ist entsprechend der

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Ausgang des Getriebes gleich Null:

Ui aus ^{1 (1} -I> °

Werden die Bezugsradien der Antriebszahnräder mit 90 gegenseitiger Versetzung festgehalten, ergeben sich die in Figur 21 wiedergegebenen kinematischen Verhältnisse. Dementsprechend ist der Ausgang des Getriebes nach Gleichung (2) eine Rechteckwelle mit Perioden konstanter Geschwindigkeit von -0j5fachem^; und +0,5,fächern Wert der Drehgeschwindigkeit der Differentialanordnung für die Dauer von jeweils 90°, wenn.die Freilaufkupplung so orientiert ist, daß sie ein Drehmoment auf das Antriebs-Neben-Zahnrad überträgt und wenn das Belastungsdrehmoment in gleicher Richtung liegt wie die Rotation der Differentialanordnung , denn if hat einen von 0,5 auf 1,5 übergehenden Wert:

1,5

(⁴C)⁰'⁵

W=_11C! = 1 (1 - — ) = +0,5facher bis.

aus .

-0,5fächer Eingang.

Wenn vier Differentialanordnungen nach Figur 18, gleichmäßig um die gemeinsame Achse der Schleifen verteilt vorgesehen sind, folgen die relativen Perioden des Konstantgeschwindigkeitsverhältnisses dem Ausgang, der gleich dem -0,5fachen Eingang bleibt, wobei die Freilaufkupplung der Schleifen überführt, wenn die Drehung von Kegelrad 15 und Welle 16 unter die Kontinuumgeschwindigkeit des Antriebs-Neben-Zahnrades 4 fallen, die von der aktiven Generatorschleife aufrechterhalten wird, so daß Gleichung (2) wird zu:

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1,5

bis O,5facher Eingang.

Figur 19 zeigt eine mit dem Aufbau nach Figur 18 vergleichbare einzelne rückkehrende Getriebeschleife mit entsprechend Figur 18 bezeichneten Elementen, abgesehen davon, daß die Welle 16 an dem Antriebs-Neben-Zahnrad 4 befestigt ist und das Abtriebsrad 10 mit variablem Übersetzungsverhältnis mittels der Freilaufkupplung 19 an der Welle 18 angebracht ist.

Die Figuren 22 bzw. 2 3 geben die relativen kinematischen Verhältnisse der wichtigen Getriebeelemente wieder für den Fall, daß die 'Bezugsradien der Antriebszahnräder 9 und 11 zusammenfallen bzw. für den Fall, daß sie um 90 gegeneinander versetzt gehalten werden, wie sie erscheinen würden, wenn vier Differentialanordnungen um die gemeinsame Achse umlaufen und das Antriebs-Neben-Zahnrad 4 mit Kontinuumgeschwindigkeit rotieren würde.

Die Schleifen nach den Figuren 18 und 19 werden beide bei einem Zentralspulengetriebe angewendet und die Anbringung der Freilaufkupplung auf der Welle eines der beiden Kegelräder ändert die kinematischen Verhältnisse der Getriebeschleife nicht.

Im Hinblick auf die Figur 1 haben wir bisher den Fall behandelt, daß das Übersetzungsverhältnis R. variiert wurde, während das

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Übersetzungsverhältnis R„ festgehalten wurde. Das trifft für den Fall zu, daß das gemeinsame Antriebs-Neben-Zahnrad der rückkehrenden Getriebe-Schleifen des Zentralspulengetriebes das Ausgangselement darstellt und die gemeinsamen Antriebszahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis bei den Generatoren das rückwirkende Element des Getriebes darstellen, wobei die Ausgangscharakteristik durch die Gleichung (2) dargestellt wird:

Uj = W . (1 - —-— ) (2)

aus .. .ein _TQR

Wenn das Übersetzungsverhältnis R„ variabel angenommen und das Übersetzungsverhältnis R. festgehalten wird, was der Fall ist, wenn das gemeinsame Abtriebs-Neben-Zahnrad der rückkehrenden Getriebe-Schleifen bei Zentralspulengetrieben das rückkwirkende Element darstellt und die gemeinsamen Abtriebszahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis bei den Generatoren das Ausgangselement des Getriebes darstellen, muß die Gleichung (2) entsprechend umgestellt werden, damit sich eine brauchbare Beziehung für die Darstellung der Ausgangscharakteristik ergibt :

TOR

Oi = O^ (1 3— ) (3)

aus ein

Figur 2¹+ zeigt als isometrische Darstellung, teilweise im Schnitt, ein Zentralspulengetriebe mit vier rückkehrenden Getriebe-Schleifen, die der Einzelschleife in Figur 19 entsprechen, wobei eine der Differentialanordnungen entfernt ist. Die

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wichtigen Elemente sind entsprechend bezeichnet und ein zweites drehbares, Antriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis und den zugehörigen Elementen eines umlaufenden, hydraulisch betätigten Steuerungssystems sind hinzugefügt. Das rückwirkende Element des Getriebes ist das gemeinsame, zu den Schleifen führende Abtriebs-Neben-Zahnrad und das Abtriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis stellt das Ausgangselement des Getriebes dar. Mit 2 ist der hintere Flansch eines Zentralspulengehäuses bezeichnet, das einen mittigen äußeren Nutenansatz zum Anbringen einer Antriebsmaschine aufweist, ferner ein mittig innenliegend angebrachtes Drehlager und vier in gleichmäßigem Abstand um die Mittelachse angeordnete Lager. 2A bezeichnet einen Zentralspulenvorderflansch und zylindrisches Gehäuse mit Lagerstellen entsprechend dem hinteren Flansch und wird mit Schrauben 25 an dem- hinteren Flansch gehalten. Durch das Mittellager des vorderen Flanschs führt eine Hohlwelle 41, deren eines Ende an dem Abtriebs-Neben-Zahnrad 5 befestigt ist, und deren anderes Ende mit einem Keil 13 an einem stationären Ständer 4 2 festgekeilt ist. Aus dem Mittellager des hinteren Flanschs 2 ragt durch die Hohlwelle 41 die Ausgangswelle 20 heraus, an der das Abtriebszahnrad 11 mit variablem Übersetzungsverhältnis und der Rotor 49 des Steuergliedes befestigt ist. Konzentrisch zu der Ausgangswelle ist eine drehbare Steuerwelle 21 angeordnet, die das Antriebszahnrad 9 mit variablem Übersetzungsverhältnis und das Steuerdifferential-Kegelrad 45, aufgekeilt durch den Keil 46, trägt. Auf die Steuerwelle 21 konzentrisch aufgesetzt ist eine zweite drehbare Steuerwelle 21A mit daran befestigtem Antriebszahnrad 9A mit variablem Übersetzungsverhältnis und

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hinterem Flansch 48 des Steuergliedes, aufgekeilt durch den Keil 44. Das Gehäuse 53 des Steuergliedes wird mit durchgehenden Bolzen 54 an dem hinteren Flansch 48 gehalten, während das Steuer-Differential-Kegelrad 5 2 in der gezeichneten Weise mit Hilfe des Keils 47 festgelegt ist. In der nierenförmigen Ausnehmung des Rotors 49 ist das Steuer-Differential-Ritzel 51 angeordnet und wird von der Welle 50 getragen. Die Welle 55 der Differentialanordnung reicht durch das Lager des hinteren wie des vorderen Flansche, der Zentralspule und trägt das Abtriebszahnrad 12 mit variablem Übersetzungsverhältnis und das Differentialgehäuse 13 mit dem Ritzel 14. Konzentrisch zu der Welle 55 verläuft die Welle 40, an der das Antriebs Neben-Zahnrad 4 und das Differentialkegelrad 15 befestigt sind. Konzentrisch zu der Welle 55 verläuft ferner die Welle 18, auf der das Kegelrad 17 sitzt. Konzentrisch zu der Welle 18 und den Freilaufkupplungen 19 und 19A sind die Abtriebszahnräder 10 und 1OA angeordnet. Das Gewicht W ist an der Ausgangswelle 20 in der gezeichneten Weise angebracht. Die Zahnradsätze mit variablem Übersetzungsverhältnis sind gemäß den Figuren 2 bzw. 3 ausgeführt. Das Nebengetriebe-Übersetzungsverhältnis beträgt TOR = 2/3, wobei die Freilaufkupplungen so orientiert sind, daß sie das Drehmoment von der Welle 18 aufnehmen, so daß die Generator-Verstärkungs-Kennzahl ¹C von 0,5 nach 1 variiert. Die relative Lage der Elemente des Steuer gliedes sind in Figur 25 dargestellt, wenn die Bezugsradien der AntriebsZahnräder 9 und 9A mit dem relativ festliegenden Bezugsradius des Antriebszahnrads 11 auf der Ausgangswelle koinzidieren.

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Bei einem, wie gezeichnet, positiven Eingang zur Zentralspule bestehen die relativen kinematischen Verhältnisse der wichtigen Elemente der vier in dem Getriebe enthaltenen Differentialanordnungen, wie sie in Figur 2 6 angegeben sind und der Generatorausgang beträgt Λί - 1. Gemäß Gleichung (3) dreht sich daher die Ausgangswelle des Getriebes in positiver Richtung mit der l/3fachen Eingangsgeschwindigkeit auf der Zentralspule:

2/3

aus

mit dem Erfolg, daß das Gewicht W absinkt und Energie von dem Gewicht auf die Antriebsmaschine übertragen wird.

Wenn das Steuergliedgehäuse 5 3 im positiven Sinne relativ zu der Ausgangswelle 20 gedreht wird, wie es durch die Strömung von Steuerfluid in die Kammer K geschieht, drehen sich auch die daran befestigte Steuerwelle 21A und das Steuerkegelrad 5 2 in gleicher Richtung, während das Steuerkegelrad 45 und die daran befindliche Steuerwelle 21 sich in entgegengesetzter Richtung drehen, veranlaßt durch die Wechselwirkung zwischen den Steuerkegelrädern und dem feststehenden Steuerritzel 51. Die relative Verlagerung der Bezugsradien der Antriebszahnräder 9A und 9 gegenüber dem relativ feststehenden Bezugsradius des AntriebsZahnrades 11 ist die gleiche, jedoch ist die Richtung entgegensetzt. Figur 27 zeigt die gegenseitigen kine-

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matischen Verhältnisse bei den wichtigen Elementen der Differentialanordnungen, wenn die Verstärkungskennzahl der Generatoren ¹C = 2/3 beträgt. Die Ausgangswelle zeigt somit keine Drehung, wie sich aus Gleichung (3) ergibt:

2/3

Uj = 1 (1 - ) = 0

2/3

Figur 28 gibt die relativen kinematischen Verhältnisse der wichtigen Elemente der Differentialanordnungen wieder, wenn die Verstärkungskennzahl des Generators Xi - 1/2 beträgt. Die Ausgangswelle zeigt dabei eine Drehung des -l/3fachen der Eingangswelle, wie sich wieder aus Gleichung (3) ergibt:

2/3

_ίο = 1 (1 - ) = -1/3 des Eingangs

aus

1/2

mit dem Erfolg, daß das Gewicht W angehoben wird, wobei Energie aus der Antriebsmaschine auf das Gewicht übertragen wird.

Die Zentralspulen-Getriebeschleifen, die in den Figuren 8, 9, 14· bzw. den Figuren 18, 19, 24- gezeichnet sind, enthalten die Rechteckwellengeneratoren meiner erwähnten, noch schwebenden Canadischen Patentanmeldungen Nr. 150-163 bzw. Nr. 193-761. Die Getriebezeichnungen Figuren 14- und 24· lassen die gegenseitige Anordnung der Elemente der Schleife erkennen, wenn: das

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gemeinsame Abtriebs-NebenZahnrad der Schleife das Ausgangselement darstellt und die gemeinsamen AntriebsZahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis bei den Generatoren das rückwirkende Element des Getriebes sind und wenn: die gemeinsamen AbtriebsZahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis bei den Generatoren das Ausgangselement darstellen und das gemeinsame Abtriebs-Neben-Zahnrad der Schleifen das rückwirkende Element des Getriebes ist.

Die in den Figuren 8, 9, 18, 19 gezeigten Schleifen lassen sich in die Zeichnungen der Getriebe, Figuren IM- und 24, einbauen, indem man die zweite Steuerwelle 21A und die zugehörigen unwichtigen Elemente der gezeichneten Getriebe entfernt, wobei die Übersetzungscharakteristik des Getriebes von der speziellen Charakteristik des eingebauten Generators abhängt. Ferner ist gezeigt worden, daß: die Generatoren der Schleifen, Figuren 8, 9 und IM·, die gleiche kinematische Charekteristik aufweisen, nämlich <ΐ/ ändert sich von 1 bis 1,25, wenn die Bezugsradien der Antriebszahnräder von 180 zu 90 Koinzidenzverbindung geändert wurden und die Generatoren der Schleifen, Figuren 18, 19, 24 , haben die gleiche kinematische Charakteristik, nämlich C ändert sich von 1 nach 0,5, wenn die Bezugsradien der AntriebsZahnräder von Koinzidenz nach 90 Koinzidenzverdrehung geändert werden. Demnach würden die gezeichneten Getriebe nach den Figuren 14 und 24 die gleiche Übersetzungscharakteristik aufweisen, wenn eine der Schleifen nach den Figuren 8, 9 eingebaut wäre oder die Schleife nach den Figuren 18, 19 eingebaut wäre, wie sie sie hat oder haben würde,

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wenn die in den Figuren 14 und 24 gezeichneten Schleifen eingebaut wären, mit den speziellen Übersetzungscharakteristiken des Getriebes, wie sie durch die Gleichungen (2) bzw. (3) ausgedrückt sind, wobei das kinematische Kontinuum durch die Antriebsräderwerke· jeder der beiden Getriebe durch die 90°- Perioden konstanter Geschwindigkeit, die in den vier Schleifen nacheinander erzeugt werden, gesichert ist, falls die Relativversetzung der Bezugsradien der drehbaren Antriebs-Zahnräder nicht über +90 gegenüber den feststehenden Antriebszahnrädern der Schleifen hinausgeht.

Wenn zwei drehbare Antriebszahnräder in die Generatoren eingebaut werden, wie e"s in den Figuren 14 und 24 gezeigt ist und wenn +90 Koinzidenzdrehung der Linear-Sägezahn-Geschwindigkeit-Verläufe der drehbaren AbtriebsZahnräder gegenüber derjenigen der relativ feststehenden AbtriebsZahnräder herbeigeführt wird, werden zwei aufeinanderfolgende Perioden von 90° Relativdrehung der Antriebsräder in jeder Schleife hervorgerufen. Das tritt ein, wenn das Differentialräderwerk nacheinander den Relativ-Linear-Sägezahn-Geschwindigkeits-Verlauf des AbtriebsZahnrades kongruent zu dem relativ feststehenden Antriebszahnrad integriert bei Linear-Sägezahn-Geschwindigkeit-Verlaufen der AbriebsZahnräder kongruent zu den beiden' drehbaren Antriebszahnrädern. Das resultierende Kinematik-Kontinuum durch die Schleife gilt für 180 Relativverdrehung der Antriebszahnräder. Das ist in den Figuren 17 und 28 dargestellt, wenn die Drehung der AbtriebsZahnräder, entweder 1OA und 1OB oder 10 und 1OA, koinzident mit den Wellen 18 ist. Daher erfordert,

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wenn zwei drehbare Antriebszahnräder in die Generatoren eingebaut sind (Figuren 14 und 24), das Kinematik-Kontinuum durch das Antriebsräderwerk nur zwei rückkehrende Zahnraderschleifen, und vier Schleifen sind erforderlich, wenn nur ein einzelnes drehbares Antriebszahnrad'in die Generatoren eingebaut ist.

Von weiterer Wichtigkeit für die Getriebedarstellungen, Figuren 14 und 24, ist, daß beim Einbau von zwei drehbaren Antriebszahnrädern in die Generatoren die Ansprechfunktion der Steuersysteme selbsterzeugend ist. Die Ansprechfuntkion ist definiert als die kinetischen Kräfte, die zwischen dem relativ drehbaren oder dem linear bewegbaren Element und dem feststehenden Element des Steuersystems erforderlich sind, um die drehbaren AntriebsZahnräder relativ zu dem relativ feststehenden Antriebsrad der Generatoren rotieren zu lassen.

Figur 29 zeigt die relativen Kongruenzradien von vier Abtriebszahnrädern mit variablem Übersetzungsverhältnis, die in gleichen Abständen um ein gemeinsames Antriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis angeordnet sind, so wie sie in dem Getriebe nach den Figuren 14 und 24 als eine der drehbaren Antriebszahnräderreihen erscheinen würden. Bei konstantem Drehmoment an den einzelnen Abtriebszahnrädern der Gruppen ist das von jedem Abtriebszahnrad auf das Antriebszahnrad ausgeübte Reaktionsdrehmoment proportional dem umgekehrten Verhältnis der relativen Länge ihrer Kongruenzradien. Bei einem beliebigen feststehenden Übersetzungsverhältnis, zu erreichen mittels des Getriebes nach den Figuren 14 und 24, ist das Erhaltungs-Dreh-

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moment-Feld des Getriebes, d.h. das Reaktionsdrehmoment, das Eingangsdrehmoment und das Ausgangsdrehmoment, definierbar und bleibt konstant. Infolgedessen wird das Ausgangsdrehmoment an dem Abtriebs-Neben-Zahnrad des Getriebes nach Figur 14 und das Reaktionsdrehmoment an dem Abtriebs-Neben-Zahnrad des Getriebes nach Figur 24 in gleichbleibendem Verhältnis auf die Antriebs -Neben-Zahnräder M- übertragen, wobei das resultierende Drehmoment an den Kegelrädern der Differentialräder und der zugehörigen Welle 18 von der Zahl der aktiven Schleifen in dem Getriebe abhängt. Wie die Figuren 16, 17 und 27, 28 erkennen lassen, ist nur eines der AbtriebsZahnräder 1OA oder 1OB und 10 oder 1OA der jeweiligen Getriebeschleifen in Koinzidenz mit der Welle 18, wenn die Schleifen aktiv sind, wobei die .Koinzidenz nacheinander eintritt von dem Linear-Sägezahn-Geschwindigkeit-Verlauf des Abtriebszahnrades kongruent mit dem drehbaren Antriebszahnrad mit positiver relativer Versetzung bis zu relativer negativer Versetzung des Abtriebsrades des drehbaren AntriebsZahnrades gegenüber dem relativ feststehenden Antriebszahnrad. Entsprechend durchläuft das Drehmoment an dem Antriebszahnrad mit einer positiven relativen Versetzung einen Zyklus von einem Maximal- zu einem Minimalwert, wenn Kongruenz mit jedem Abtriebszahnrad der Gruppen auftritt; wobei das Reaktionsdrehmoment an dem Antriebszahnrad mit einer negativen relativen Versetzung zyklisch zwischen einem Minimal- und einem Maximalwert wechselt, wenn Kongruenz mit jedem Abtriebszahnrad der Gruppen auftritt, wobei dieses zyklische Reaktionsdrehmoment an der Steuerwelle 21 bzw. 21A der Getriebe nach den Figuren 14 bzw. 24 auftritt.

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Wenn diese zyklische Änderung des Reaktionsdrehmoments von den Steuerwellen 21 und 21A auf das drehbare oder linear verschiebbare Element des Steuergliedes übertragen wird, übt das entstehende Ungleichgewicht zyklisch eine Druckkraft auf das in der Kammer J und K eingeschlossene Fluid aus.

Mit einem einfachen Hydraulikventil-System, wie es in Figur 30 dargestellt ist und das zwischen die Kammern des Steuergliedes und ein gemeinsames Vorratsgefäß geschaltet werden kann, wobei wahlweise das eingeschlossene Fluid aus einer der Kammern in das Gefäß geleitet werden kann, läßt sich eine Steuerungs-Ansprech-Funtkion erzielen, die für die Verkleinerung oder die Vergrößerung des relativen Winkels zwischen den Bezugsradien der drehbaren AntriebsZahnräder und dem Bezugsradius des relativ feststehenden Antriebszahnrades erforderlich ist.

Wenn das Steuerteil 31 den zyklisch sich ändernden relativen Kräften F., F„, F^ usw. unterworfen ist, wenn die Kolbenstange 34 festgehalten wird und wenn der Steuerschieber 5 7 des Steuerventils 5 6 die gezeichnete Lage einnimmt, bleibt das Fluid in den Kammern.J und K eingeschlossen und es findet keine Relativbewegung zwischen· dem Steuerteil und der Kolbenstange statt.

Wenn das Kolbenschieberventil 57 so eingestellt ist, daß der Kanal aus der Kammer J zum Gefäß 5 8 offen ist, wobei der Kanal aus der Kammer K zu dem Gefäß verschlossen bleibt, entweicht

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das in der Kammer J eingeschlossene Fluid bei der zyklischen Einwirkung der Kraft F., wobei durch die Verschiebung Fluid aus der Kammer K das Steuerventil durch das Einwegeventil 5 9 umgeht, so daß eine Bewegung des Stellgliedes in Richtung der zugeführten Kraft erfolgen kann. Wenn umgekehrt der Kolbenschieber 57 so betätigt wird, daß der Durchgang von Fluid aus der Kammer in das Gefäß möglich ist, erfolgt die Bewegung des Stellgliedes in Richtung der zugeführten Kraft F₃.

Da die hydraulischen Stellglieder nach den Figuren IM- und 24 funktionsmaßig hinsichtlich ihrer relativ beweglichen und feststehenden Elemente vergleichbar sind, sprechen beide Stellglieder auf die Bewegung des Kolbenschiebers 57 an, wenn-das einfache Hydraulikventilsystem nach Figur 30 eingebaut wird.

Das Verhältnis der Ausgangsgeschwindigkeit gegenüber der Eingangsgeschwindigkeit von Zentralspulen getrieben wird durch die Gleichungen (2) und (3) wiedergegeben, wobei die Gleichung (2) das relative Ausgangsgeschwindigkeitsverhältnis der Getriebe für den Fall wiedergibt, daß das Abtriebs-Neben-Zahnrad das Ausgangselement und die AntriebsZahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis das rückwirkende Element darstellen,' während Gleichung (3) das relative Ausgangsgeschwindigkeitsverhältnis der Getriebe für den Fall wiedergibt, daß die Antriebsζahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis das Ausgangselement und das Abtriebs-Neben-Zahnrad das rückwirkende Element dar-

stellen, wobei uo ... bzw. uj . die Ausgangs- bzw. die Ein-

cL\j.s em

gangsgeschwindigkeit bedeuten, TOR das Neben-Zahnrad-Über-

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setzungsverhältnis ist und 't die Verstärkungscharakteristik der speziellen Rechteckwellengeneratoren bedeutet, die in die erfindungsgemäßen Getriebeschleifen des Getriebes eingebaut sind.

Wenn spezielle Rechteckwellengeneratoren in die Getriebe eingebaut sind, hängt die Variation der Verstärkungscharakteristik -t/ der Generatoren ab von der Orientierung der Freilaufkupp lungen und der relativen Versetzung der drehbaren Antriebsräder (des Antriebsrades) mit variablem Übersetzungsverhältnis. Dementsprechend hängt bei einer speziellen Variation der Verstärkungscharakteristikiider Generatoren der spezielle endliche Bereich des stufenlos variablen Ausgangsgeschwindigkeitsverhältnisses ab von dem Neben-Zahnrad-Übersetzungsverhältnis TOR des Getriebes.

In der nachstehenden Obersicht der Ausgangsdynamik der Getriebe werden die Gleichungen (2) und (3) angewendet, um den relativen Bereich des stufenlos variablen Übersetzungsverhältnisses des Ausgangs auszudrücken, das bei einem speziellen Bereich der Generatorverstärkung t/ und bei unterschiedlichen Neben-Zahnrad-Übersetzungsverhältnissen, die in die Getriebeschleifen eingeschaltet sind, erzielbar ist.

Gleichung (2), t - 1 bis 1,5 TOR = 2, 1,5, 0,4 oder

1,25

= 1 (1 - ^C——> = '+ 0,5 bis + 0,25 aus 2

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- Λ (Λ ()1 χ

aus - ^{τ (1} ) = + 0,333 bis

1,5

1,5 ^Waus ⁼ 1 ^l -- ) = - 1,5 bis -2,75

.1,5 "aus ^{= 1 Cl} -^C^— ) = O bis -0,5

1,5 ^Jaus ^{= 1 (1} - -^¹-) = +0,2 bis -0,2

Gleichung (3), /C= l bis 0,5 TOR = 0,25, 0,5, 1,2,

oder 0,666

0,5 aus = * (1

^P = * (1 ) = +0,5 bis

0,5

i = 1 (1 - ¹^^{2 } =} -0,2 bis -1,4 aus t ,

(Λ)¹ 0,5

aus ^{= 1}^¹ ) = 0 bis -

^{K }} 0,5 0,25

aus

^{1 (}7ΖΓΤΪ ^} = ⁺⁰>⁷⁵ bis +0,5

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0,666

> _iio = 1 (1 - -_Λ ) = +0,333 bis -0,333

aus χ

⁽ ^ 0,5

Aus dieser Übersicht ist zu entnehmen, daß das kinematische Verhältnis zwischen dem gemeinsamen ersten und letzten Element der Mehrzahl rückkehrender Getriebeschleifen, die wechselweise entweder als Ausgangs- oder als rückwirkendes Element der Getriebe verwendet werden, derart variabel eingerichtet werden kann, daß das Ausgangselement des Getriebes in einer der beiden Richtungen entweder mit oder ohne stufenlose Übersetzung umläuft oder in beiden. Richtungen mit stufenloser
Übersetzung umläuft, je nach dem speziellen Neben-Zahnrad-Übersetzungsverhältnis der Schleifen.

Patentansprüche

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Claims (1)

1. - 39 -

   Patentsprüche

   Stufenloses Getriebe mit ,einer Mehrzahl rückkehrender Getriebeschleifen, die gemeinsam ein gemeinsames erstes und ein gemeinsames letztes Getriebeelement benutzen, dadurch -gekennzeichnet, daß jede Getriebeschleife einen Rechteckwellengenerator derart aufweist, daß das genannte letzte Getriebeelement das gemeinsame Abtriebs-Neben-Zahnrad der Schleifen ist, wobei das genannte erste Getriebeelement die gemeinsamen Abtriebs-Zahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis bei den genannten Generatoren und das rückwirkende Element des Getriebes darstellt, wobei ferner die Differentialanordnungen der genannten Generatoren in einer drehbaren Zentralspule mit ihren Achsen parallel zu der gemeinsamen Achse der genannten gemeinsamen ersten und zweiten Elemente verlaufen und gleichmässigen Abstand um sie einhalten, wobei außerdem das genannte letzte Element der Schleifen an der Ausgangswelle des Getriebes angebracht ist mit Traglagern in der vorderen Scheibe der genannten Zentralspule und einem konzentrisch angebrachten, gemeinsamen Antriebszahnrad mit variabler Übersetzung des genannten ersten Elements, und wobei schließlich das genannte gemeinsame Antriebszahnrad an dem stationären Getriebegehäuse befestigt ist, daß ferner in dem Getriebe koaxial mit der Ausgangswelle die Eingangswelle vorgesehen ist, an der

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   Mittelscheibe der genannten Zentralspule angebracht ist, daß ferner konzentrisch zu der Eingangswelle drehbeweglich eine hohle Steuerwelle vorgesehen ist, für die Stützlager in der hinteren Scheibe der genannten Zentralspule und in dem genannten stationären Getriebegehäuse vorgesehen sind, daß ferner an der genannten Steuerwelle neben der genannten Mittelscheibe ein zweites gemeinsames Antriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis aus dem genannten ersten Element angeordnet ist, daß ferner an dem aussenliegenden Ende der genannten Steuerwelle ein Steuerarm mit einer Verbindung zu dem Hauptteil eines Steuergliedes vorgesehen ist, daß ferner die Kolbenstange des genannten Steuergliedes an einem Fortsatz des genannten stationären Getriebegehäuses so befestigt ist, daß beim Bewegen des genannten Steuergliedhauptteils auf der genannten feststehenden Kolbenstange der Bezugsradius des genannten, an der genannten Steuerwelle angebrachten AntriebsZahnrades sich um einen begrenzten Winkelbetrag relativ zu dem Bezugsradius des genannten, an dem genannten stationären Getriebegehäuse befestigten AntriebsZahnrades verdreht, wodurch sich der relative Phasenwinkel in den Linear-Sägezahn-Drehverläufen ihrer kongruenten Abtriebszahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis, die an den genannten Differentialanordnungen angebracht sind, verändert, so daß bei konstanter Drehung der Eingangswelle und der angebrachten Zentralspule die relativen Geschwindig-

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   keiten der genannten AbtriebsZahnräder von den Differentialgetrieben der genannten Generatoren innerhalb der durch die Wirkung der Freilaufkupplungen gegebenen Grenzen und in Abhängigkeit von den Kräften des Erhaltungsfeldes integriert werden, so daß es erreicht werden kann, daß das kinematische Verhältnis zwischen den gemeinsamen ersten und letzten Elementen der genannten Mehrzahl von rückkehrenden Getriebeschleifen sich stufenlos innerhalb eines begrenzten Bereichs ändert, der von 'dem steuerbaren relativen Winkel zwischen den Bezugsradien der genannten Antriebszahnräder und dem feststehenden Obersetzungsverhältnis der Neben-Zahnräder abhängt, wobei der feststehende Bereich des kinematischen Verhältnisses derart ist, daß die Ausgangswelle des Getriebes mit oder ohne stufenlose Obersetzung zur Drehung in einer der beiden Richtungen oder mit stufenloser Übersetzung zur Drehung in beiden Richtungen gebracht werden kann.

   Stufenloses Getriebe mit einer Mehrzahl rückkehrender Getriebeschleifen, die gemeinsam ein gemeinsames erstes und ein gemeinsames letztes Getriebeelement benutzen, dadurch gekennzeichnet, daß jede Getriebeschleife einen Rechteckwellengenerator derart aufweist, daß das genannte erste Getriebeelement das gemeinsame Abtriebs-Neben-Zahnrad der Schleifen und das rückwirkende Element des Getriebes ist, wobei das genannte letzte Getriebeelement die gemeinsamen Abtriebs-Zahnräder mit variablem

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   Übersetzungsverhältnis bei den genannten Generatoren und die Ausgangswelle des Getriebes darstellt, wobei ferner die Differentialanordnungen der genannten Generatoren in einer drehbaren Zentralspule mit ihren Achsen parallel zu der gemeinsamen Achse der genannten gemeinsamen ersten und zweiten Elemente verlaufen und gleichmäßigen Abstand um sie einhalten, wobei außerdem das genannte erste Element der Schleifen an einer Hohlwelle angebracht ist, die durch die vordere Scheibe der genannten Zentralspule durch Traglager verläuft und an einem stationären Stützarm befestigt ist, daß ferner die vordere Scheibe der genannten Zentralspule die Form eines Zylinders mit offenem Ende hat, so daß die hintere Scheibe auf das offene Ende geflanscht und mit durchlaufenden Gewindebolzen gehalten wird, daß ferner die genannte hintere Scheibe einen außenliegenden, zentrisch angeordneten Ansatz aufweist, an dem die Eingangswelle einer Antriebsmaschine angebracht ist, sowie ein innenliegend zentrisch angeordnetes Lager, in das drehbeweglich das eine Ende der genannten Ausgangswelle des Getriebes aufgenommen ist, daß ferner an dem einen Ende der genannten Ausangswelle neben dem fluchtenden Lager der genannten hinteren Scheibe ein gemeinsames Antriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis des genannten letzten Zahnradelements befestigt ist, daß an dem anderen Ende der genannten Ausgangswelle vor dem genannten stationären Stützarm der Rotor eines umlaufenden Steuergliedes befestigt ist,

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   daß ferner konzentrisch zu und drehbeweglich auf der genannten Ausgangswelle innerhalb der genannten stationären Hohlwelle und zwischen dem genannten Rotor und dem Antriebszahnrad eine Steuerwelle vorgesehen ist, an der neben dem genannten Antriebszahnrad ein zweites gemeinsames Antriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis von dem genannten letzten Zahnradelement befestigt ist, daß ferner auf dem entgegengesetzten Ende der genannten Steuerwelle zwischen dem genannten an der genanniHn Hohlwelle befestigten stationären Stützarm und dem genannten an der Ausgangswelle befestigten Rotor der hintere Flansch des Steuergliedes zusammen mit dem vorderen Flansch des Steuergliedes und dem zylindrischen Gehäuse befestigt ist, daß in den benachbarten Seiten des genannten stationären Stützarms und des genannten hinteren Flanschs des Steuergliedes Ringnuten und Dichtungen vorgesehen sind, die wahlweise den Durchtritt von Fluid in die Steuergliedkammern zulassen, die wahlweise den Steuergliedhauptteil relativ zu dem Steuergliedrotor drehen, so daß Bezugsradius des genannten, an der Steuerwelle angebrachten Antriebszahnrades sich um einen begrenzten Winkelbetrag relativ zu dem relativ feststehenden Bezugsradius des genannten an der genannten Ausgangswelle angebrachten AntriebsZahnrades verdreht, wodurch der relative Phasenwinkel in. den Linear-Sägezahn-Verlaufen ihrer kongruenten Antriebszahnräder mit variablem Übersetzungsver-

   hältnis, die an den genannten, in der genannten dreh-

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   baren Zentralspule vorgesehenen Differentialanordnungen angebracht sind, verändert, so daß bei konstanter Drehung der Antriebsmaschine und der angebrachten Zentralspule die relativen Geschwindigkeiten der genannten Abtriebszahnräder von den Differentialgetrieben der genannten Generatoren innerhalb der durch die Wirkung der Freilaufkupplungen gegebenen Grenzen und in Abhängigkeit von den Kräften des Erhaltungsfeldes integriert werden, so daß es erreicht werden kann, daß das kinematische Verhältnis zwischen den gemeinsamen ersten und letzten Elementen der genannten Mehrzahl von rückkehrenden Getriebeschleifen sich stufenlos innerhalb eines begrenzten Bereichs ändert, der von dem steuerbaren relativen Winkel zwischen den Bezugsradien der genannten AntriebsZahnräder und dem feststehenden ObersetzungsVerhältnis der Neben-Zahnräder abhängt, wobei der feststehende Bereich des kinematischen Verhältnisses derart ist, daß die Ausgangswelle des Getriebes mit oder ohne stufenlose Übersetzung zur Drehung in einer der beiden Richtungen oder mit stufenloser Übersetzung zur Drehung in beiden Richtungen gebracht werden kannn.

   3. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die in jeder Schleife vorgesehene Differentialanordnung des Rechteckwellengenerators aus einem Differentialgetriebe besteht, wobei die Abtriebsräder mit variablem Übersetzungsverhältnis bei dem

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   Generator den gleichen Linear-Sägezahn-Drehungsverlauf aufweisen und unmittelbar an die Kegelräder des Differentialgetriebes angeschlossen sind und wobei das Antriebs-Neben-Zahnrad an dem Differentialgehäuse über eine Freilaufkupplung angebracht ist.

   4. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die in jeder Schleife vorgesehene Differentialanordnung des Rechteeckwellengenerators aus einem Differentialgetriebe besteht, wobei die Abtriebs-Zahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis bei dem Generator den gleichen Linear-Sägezahn-Drehungs-Verlauf aufweisen, wobei ferner eines der genannten Abtriebszahnräder an einem der Kegelräder des Differentialgetriebes befestigt ist und das zweite genannte Abtriebszahnrad an dem zweiten Kegelrad über eine Freilaufkupplung angebracht ist und wobei das Antriebs-Neben-Zahnrad an dem Differentialgehäuse befestigt ist.

   5. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die in jeder Schleife vorgesehene Differentialanordnung des Rechteckwellengenerators so ausgebildet ist, daß die AbtriebsZahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis den gleichen Linear-Sägezahn-Drehungs -Verlauf haben, wobei eines der genannten Abtriebszahnräder an einem der Kegelräder des Differentialgetriebes befestigt ist und das zweite genannte Abtriebszahnrad an dem zweiten Kegelrad über eine Freilaufkuppelung angeordnet ist,- wobei das Antriebs-Neben-Zahnrad

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   an dem Differentialgehäuse befestigt ist, daß ferner das genannte Steuerglied eine zweite Verbindung aufweist, die sich zu einem zweiten Steuerarm erstreckt, der an einer zweiten konzentrischen hohlen Steuerwelle befestigt ist, die durch das Getriebsgehäuse und durch die hintere Scheibe der Zentralspule verläuft, wobei ein drittes gemeinsames Antriebsrad mit variablem Übersetzungsverhältnis so befestigt ist, daß das kongruente Abtriebszahnrad an dem zweiten Kegelrad des Differentialgetriebes über eine Feilaufkupplung angeordnet ist, und daß schließlich der genannte zweite Steuerarm der an der zweiten hohlen Steuerwelle angebracht ist, daß die relative Drehbewegung des Bezugsradius des genannten befestigten Antriebsrades entgegengesetzt ist zu derjenigen des Bezugsradius des genannten, an der genannten ersten Steuerwelle befestigten Antriebszahnrades, wobei der genannte Steuergliedhauptteil sich auf der genannten Kolbenstange verlagert.

   Stufenloses Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die in jeder Schleife vorgesehene Differentialanordnung des Rechteckwellengenerators aus einem Differentialgetriebe besteht, wobei das Abtriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis an dem Differentialgehäuse befestigt ist, das die halbe Beschleunigung im Linear-Sägezahn-Drehungs-Verhälten aufweist wie das Abtriebszahnrad mit variabelm Übersetzungsverhältnis, welches Rad an einem der Kegelräder des Differentialgetriebes befestigt ist, während das Antriebs-Neben-Zahnrad an dem zweiten Kegelrad über eine Freilaufkupplung angebracht ist.

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   7. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die in jeder Schleife vorgesehene Differentialanordnung des Rechteckwellengenerators aus einem Differentialgetriebe besteht, wobei das Abtriebs zahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis an dem Differentialgehäuse befestigt ist, das die halbe Beschleunigung im Linear-Sägezahn-Drehungs-Verhalten aufweist wie das Abtriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis, welches Rad an einem der Kegelräder des Differentialgetriebes über eine Freilaufkupplung angebracht ist, während das Antriebs-Neben-Zahnrad an dem zweiten Kegelrad befestigt ist.

   8. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die in jeder Schleife vorgesehene Differentialanordnung des Rechteckwellengenerators aus einem Differentialgetriebe besteht, wobei das Abtriebszahnrad mit variahlem Übersetzungsverhältnis an dem Differentialgehäuse befestigt ist, das die halbe Beschleunigung im Linear-Sägezahn-Drehungs-Verhalten aufweist wie das Abtriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis, welches Rad an einem der Kegelräder des Differentialgetriebes über eine Freilaufkupplung angebracht ist, während das Antriebs-Neben-Zahnrad an dem zweiten Kegelrad befestigt ist, daß ferner das genannte Steuerglied eine zweite Hebelverbindung aufweist, die zu einem zweiten Steuerarm führt, der an einer zweiten konzentrischen hohlen Steuerwelle befestigt ist,

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   die durch das Getriebegehäuse und die hintere Scheibe der Zentralspule verläuft, wobei ein drittes gemeinsames Antriebszahnrad mit variablem Obersetzungsverhältnis mit einem kongruenten Abtriebszahnrad verbunden ist, das den gleichen Linear-Sägezahn-Drehungs-Verlauf zeigt und an dem gleichen Kegelrad des Differentialgetriebes über eine Freilaufkupplung angeordnet ist wie das genannte Abtriebszahnrad, das kongruent zu dem befestigten Antriebszahnrad der genannten ersten Steuerwelle ist, wobei der genannte zweite Steuerarm derart an der zweiten hohlen Steuerwelle angebracht ist, daß die relative Drehbewegung des Bezugsradius des genannten befestigten Antriebsrades entgegengesetzt ist zu derjenigen des Bezugsradius des genannten, an der genannten ersten Steuerwelle befestigten Antriebszahnrades, wobei der genannte Steuergliedhauptteil sich auf der genannten Kolbenstange verlagert.

   Stufenloses Getriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die in jeder Schleife vorgesehene Differentialanordnung des Rechteckwellengenerators aus einem Differentialgetriebe besteht, wobei das Abtriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis das gleiche Linear-Sägezahn-Drehungs-Verhalten zeigt, wobei ferner das genannte eine Abtriebszahnrad an einem der Kegelräder des Differentialgetriebes und das genannte zweite Abtriebszahnrad über eine Freilaufkupplung an dem zweiten Kegelrad angebracht ist, wobei außerdem das Antriebs-

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   Neben-Zahnrad an dem Differentialgehäuse befestigt ist, daß ferner der genannte Rotor des genannten umlaufenden Steuergliedes ein Steuer-Differentialgetriebe enthält, wobei der genannte Steuergliedrotor das Gehäuse bildet, an dem das Differentialgetrieberitzel angebracht ist, wobei das eine Kegelrad an dem genannten vorderen Flansch des zylindrischen Gehäuses des genannten umlaufenden Steuergliedes befestigt ist und das zweite Kegelrad an einer zweiten Steuerwelle befestigt ist, die konzentrisch zu und drehbeweglich auf der genannten ersten Steuerwelle innerhalb der genannten stationären Hohlwelle angeordnet iat, daß ferner an der genannten zweiten Steuerwelle neben dem genannten zweiten Antriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis ein drittes Antriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis befestigt ist, wobei das kongruente Abtriebszahnrad an dem genannten zweiten Kegelrad des Generator-Differentialgetriebes über eine Freilaufkupplung zusammen mit dem zweiten Abtriebszahnrad angebracht ist, und daß schließlich in Abhängigkeit von den Zwangswirkungen des genannten Steuer-Differentialgetriebes der Bezugsradius des genannten dritten Antriebszahnrades sich im entgegengesetzten Drehsinn gegenüber dem genannten Bezugsradius des genannten zweiten AntriebsZahnrades drehen wird, wenn das Steuergliedhauptteil zur Drehung um den genannten Rotor und relativ zu dem relativ festgelegten Bezugsradius des ersten AntriebsZahnrades gebracht wird.

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   24Α6Ό36

   10. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die in jeder Schleife vorgesehene Differentialanordnung des Rechteckwellengenerators aus einem Differentialgetriebe besteht, wobei das an dem Differentialgehäuse befestigte Abtriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis die halbe Beschleunigung im Linear-Sägezahn-Drehungs-Verhalten zeigt wie das an dem einen Kegelrad des Differentials über eine Freilaufkupplung angebracht Abtriebszahnrad mit vatiablem Übersetzungsverhältnis, und wobei das Antriebs-Neben-Zahnrad an dem zweiten Kegelrad des Differentials befestigt ist, daß ferner das kongruente Antriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis, zu dem genannten, .an dem Gehäuse des Differentials befestigten Abtriebszahnrad gehörig, an der genannten Ausgangswelle des Getriebes befestigt ist, daß ferner das kongruente Antriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis, zu dem genannten, an dem Kegelrad des Differentials über eine Freilaufkupplung angebrachten Abtriebsrad gehörig, an der genannten Steuerwelle befestigt ist, daß außerdem der genannte Rotor des genannten umlaufenden Steuergliedes ein Steuer-Differentialgetriebe aufweist, bei dem der genannte Rotor das Gehäuse bildet, an dem das Differentialgetrieberitzel angebracht ist, wobei eines der Kegelräder an dem genannten vorderen Flansch und zylindrischen Gehäuse des genannten Steuergliedes befestigt ist, während das zweite Kegelrad an einer zweiten Steuerwelle befestigt ist, die konzentrisch

   zu und drehbeweglich auf der genannten Steuerwelle

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   2U6036

   innerhalb der genannten stationären Hohlwelle angeordnet ist, daß ferner an der genannten zweiten Steuerwelle neben dem genannten zweiten Antriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis ein drittes Antriebszahnrad mit variablem Übersetzungsverhältnis befestigt ist, wobei das kongruente Abtriebszahnrad an dem genannten zweiten Kegelrad des Generator-Differentialgetriebes über eine Freilaufkupplung zusammen mit dem zweiten Abtriebszahnrad angebracht ist, und daß schließlich in Abhängigkeit von den Zwangswirkungen des genannten Steuer-Differentialgetriebes der Bezugsradius des genannten dritten AntriebsZahnrades sich im entgegengesetzten Drehsinn gegenüber dem genannten Bezugsradius des genannten zweiten AntriebsZahnrades drehen wird, wenn das Steuergliedhauptte-il zur Drehung um den genannten Rotor und relativ zu dem relativ festgelegten Bezugsradius des ersten Antriebszahnrades gebracht wird.

   12. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 5 oder 8, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen die beiden Kammern des genannten linearen hydraulischen Steuergliedes ein einfaches HydraulikventiIsystem gelegt ist, das aus einem nach zwei Seiten bewegbaren Kolbenschieber-Steuerventil mit einem Rückführungskanal zu einem gemeinsamen Vorratsgefäß des Systems besteht, wobei jede Bewegungsrichtung des Kolbenschiebers einen Kanal öffnet, der

   einen Fluidstrom von einer der beiden Kammern des Steuergliedes zu dem genannten gemeinsamen Vorratsgefäß fließen

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   läßt, wobei ferner die genannten Kanäle zwischen den genannten Kammern und dem genannten Kolbenschiebersteuerventil einen zweiten Kanal zu dem genannten Vorratsgefäß einschließen, in dem ein Einwegeventil enthalten ist, das so ausgebildet ist, daß das Fluid nicht von dem genannten Vorratsgefaß in die genannte Kammer des genannten Steuergliedes fließen kann, so daß bei einer bestimmten Bewegung des genannten Kolbenschiebers das Fluid aus der Kammer des genannten Steuergliedes durch den genannten Kolbenschieber in das genannte Vorratsgefäß und von dem genannten Vorratsgefäß durch das gegenüberliegende Einwegeventil zu der gegenüberliegenden Kammer des genannten Steuergliedes fließt nach Maßgabe der Richtung der auf das Betätigungselement des Steuergliedes wirkenden Druckkraft, die durch das unterschiedliche relative Drehmoment hervorgerufen wird, das auf die drehbaren Antriebszahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis in den genannten Generatoren während der Drehung der genannten Zentraispule ausgeübt wird, wodurch die Steuerungsansprechfunk ti on des in das Getriebe eingebauten Steuersystems abläuft.

   12. Stufenloses Getriebe nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen den beiden Funtkionskammern des genannten rotierenden hydraulischen Steuergliedes ein einfaches Hydraulikventilsystem gelegt ist,

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   das aus einem nach zwei Seiten bewegbaren Kolbenschieber-Steuerventil mit einem Rückführungskanal zu einem gerneinsamenVorratsgefaß des Systems besteht, wobei jede Bewegungsrichtung des Kolbenschiebers einen Kanal öffnet, der einen Fluidstrom von einer der beiden Funtkionskammern des Steuergliedes zu dem gegenannten gemeinsamen Vorratsgefäß fließen läßt, wobei ferner die genannten Kanäle zwischen den genannten Kammern und dem genannten Kolbenschiebersteuerventil einen zweiten Kanal zu dem genannten Vorratsgefaß einschließen, in dem ein Einwegeventil enthalten ist, das ausgebildet ist, daß das Fluid nicht von dem genannten Vorratsgefäß in die genannte Kammer des genannten Steuergliedes fließen kann, so daß bei einer bestimmten Bewegung des genannten Kolbenschiebers das Fluid aus der Kammer des genannten Steuergliedes durch den genannten Kolbenschieber in das genannte Vorratsgefäß und von dem genannten Vorratsgefäß durch das gegenüberliegende Einwegeventil zu der gegenüberliegenden Kammer des genannten Steuergliedes fließt, nach Maßgabe der Richtung der auf das Betätigungselement des Steuergliedes wirkenden Druckkraft, die durch das unterschiedliche relative Drehmoment hervorgerufen wird, das auf die drehbaren Antriebszahnräder mit variablem Übersetzungsverhältnis in den genannten Generatoren während der Drehung der genannten Zentralspule ausgeübt wird, wodurch die Steuerungsansprechfunktion des in das Getriebe eingebauten Steuersystems abläuft.

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   13. Stufenloses Getriebe,
   gekennzeichnet durch

   eine Eingangswelle und eine koaxiale Ausgangswelle, mindestens zwei an der genannten Eingangswelle angebrachte, relativ drehbare AntriebsZahnräder mit variablem Profil, eine Steuerung zum Ändern der relativen Drehstellung der genannten Antriebsräder,

   mindestens ein an der genannten Ausgangswelle angeordnetes Abtriebs-Neben-Zahnrad mit konstantem Profil,

   mindestens eine an der genannten Eingangswelle befestigte Zentralspule, und

   eine Mehrzahl rückkehrender Getriebeschleifen, die um die Achse der genannten Eingangswelle und Ausgangswelle angeordnet sind,

   wobei jede Schleife einen Kechteckwellengenerator aufweist, in dem sich relativ drehbare AbtriebsZahnräder mit variablem Profil befinden, die mit den genannten Antriebszahnrädern im Eingriff stehen, sowie eine in Zentralspule angebrachte Differentialanordnung und ein Antriebs-Neben-Zahnrad mit konstantem Profil, welches Zahnrad mit dem genannten Abtriebs-Neben-Zahnrad in Eingriff steht und wobei die Drehung des genannten Antriebs -Neben- Zahnrades von der genannten Differentialanordnung durch eine Freilaufkupplung gesteuert wird,

   so daß dür einen gegebenen Eingang und in Abhängigkeit von der relativen Dreheinstellung der genannten Antriebs·

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   Zahnräder mit variablem Profil und für ein feststehendes Übersetzungsverhältnis der genannten Neben-Zahnräder die Ausgangswelle zu einer Drehung in einer der beiden Richtungen mit oder ohne stufenlose Übersetzung oder zu einer Drehung in beiden Richtungen mit stufenloser Übersetzung veranlaßt werden kann.

   atentamwalt

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