DE2641698B2 - Umlaufrädergetriebe mit stufenlos willkürlich einstellbarer Übersetzung und mit drehmomentabhängiger Überlagerung der Übersetzungseinstellung - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein Umlaufrädergetriebe, bestehend aus einem Zahnrad- und einem Reibradgetriebe mit stufenlos willkürlich einstellbarer Obersetzung und mit drehmomentabhängiger Oberlagerung der Übersetzungseinstellung der im Oberbegriff des Patentanspruches 1 genannten Gattung.

Ein derartiges Getriebe ist bereits bekannt (DE-PS 5 60 276).

Darüber hinaus ist ein Wälzgetriebe bekannt (DE-PS 8 21 579), bei dem eine lastmoment-abhängige Verschiebung von Wälzringen vorgesehen ist Durch gleichsinniges Verschieben der Wälzringe wird das Obersetzungsverhältnis der einen Hälfte des Doppelgetriebes kleiner und das der anderen Hälfte größer.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Umlaufrädergetriebe der eingangs genannten Gattung bei einfachem Aufbau und geringem Raumbedarf dahingehend zu verbessern, daß eine automatische Verstellung bzw. Anpassung des Übersetzungsverhältnisses in Abhängigkeit vom Lastmoment ermöglicht wird.

Die Erfindung ist im Patentanspruch 1 gekennzeichnet und in Unteransprüchen sind weitere Ausbildungen und Verbesserungen der Erfindung beansprucht

Die Erfindung ist besonders vorteilhaft bei solchen Getrieben, die insbesondere für Fahrzeuge, insbesondere kleine Fahrzeuge, wie Golfkarren, Gartentraktoren, Schneepflüge oder dergleichen, verwendet werden. Ein einziges Steuerglied reicht zum selektiven Bestimmen einer vorbestimmten Drehzahl innerhalb eines praktisch unendlichen Bereichs mit Vorwärtsgang, Nullstellung und Rückwärtsgang des Fahrzeuges aus, ohne daß der Laufzustand des Antriebsmotors zu ändern ist. Besonders vorteilhaft ist dabei, daß auch ein automatischer Überlastungsschutz durch Verkleinern des Antriebsverhältnisses erreicht werden kann und zwar innerhalb einer vorbestimmten Begrenzungsbedingung von etwa 90% für den Antriebskoeffizienten der Wälzelemente; hierdurch wird ein »Gesamtschlupf« vermieden und jederzeit ein Wälzkontakt sichergestellt.

Die Getriebeleile befinden sich im Gleichgewicht und stehen unter Federvorspannung, um die Schaltsteuerkraft gering zu halten, und zwar insbesondere für Drehzahlen, die sich nahe der Nullstellung befinden, das heißt, bei einer Antriebsdrehzahl von Null oder im wesentlichen Null, ohne daß der Laufzustand der Getriebeteile gestört wird. Die Umlaufräder sind im Bezug zur zentralen Antriebsachse selbststabilisierend achsparallel. Die zu einer, im wesentlichen einzigen Baugruppe zusammengefaßten beweglichen Teile können auch als ganzes zu Wartungs- und Reparaturzwekken aus dein Gehäuse heraus genommen werden.

Durch die Erfindung wird also ein verbessertes, mechanisches Getriebe, insbesondere Fahrwerkgetriebe, mit einem einzigen Steuerglied geschaffen, bei dem ein erwünschter Bereich von Übersetzungsverhältnissen zwischen der Antriebswelle und der Abtriebswelle selektiv erhalten werden kann, ohne daß eine Kupplungsverbindung mit der Antriebsmaschine, z. B. einem Brennkraftmotor, erforderlich ist. Das Getriebe umfaßt

βίηβ Kombination vollständig mechanischer Reibrad-, zahnrad- und Umlaufrädersysteme, die unabhängig davon immer miteinander in Verbindung stehen, ob das einzige Steuerglied zum Vorwärtsantrieb, Halten oder Rückwärtsantrieb der Abtriebswelle betätigt wird. Bei 5 dem im folgenden beschriebenen Ausführungsbeispiel erfolgt bei steigender Last eine selbsttätige Verkleinerungsreaktion, und in Axiülrichtung wirkende Hauptreaktionskräfte sind durch den Umlaufmechanisrnus unabhängig, wodurch beträchtliche AxialkraftRomponenten, die auf Hauptlager des Mechanismus wirken, vermieden und die erforderliche Kraft zur selektiven Steuergliedbetätigung auf sehr kleine Werte reduziert wird.

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird nächstehend anhand der Zeichnung näher erläutert Es zeigt

F i g. 1 einen Längsschnitt durch das Fahrgetriebe;

Fig.2„eine Ansicht des rechten Endes des Getriebes nach F i g. 1 nach Entfernen der rechten Abdeckung und der Abtriebs-Baugruppe;

Fig.3 eine perspektivische Explosionsansicht des Umlaufräderträgers des Getriebes;

Fig.4 eine linke Endansicht des Getrieoes nach F i g. 1, wobei das Gehäuse teilweise weggebro^hen ist und Steuerteile gezeigt sind; F i g. 5 eine Seitenansicht von Steuerteilen;

Fig.6 eine perspektivische Explosionsansicht einer lastabhängigen Schaltsteuereinrichtung von Fig. I, wobei Teile weggebrochen sind, um die Beziehung zwischen den Elementen zu veranschaulichen; JO

F i g. 7 eine Draufsicht auf eine Kurvenplatte in der Schaltsteuereinrichtung;

Fig.8 und 9 eine Draufsicht bzw. eine Seitenansicht eines inneren Verbindungselements in der Einrichtung nach F i g. 1;

Fig. 10 die Federkennlinien von in der Einrichtung nach F i g. 1 verwendeten Federn, und

F i g. U Leistungskennlinien des Getriebes nach Fig. 1.

Das Fahrgetriebe nach F i g. 1 nimmt die kontinuierliehe Antriebsumdrehung einer Antriebswelle 10, z. B. einer nicht gezeigten Brennkraftmaschine, auf und wandelt diese in Vorwärtsantrieb, Leerlauf (Anhalten) oder Rückwärtsantrieb einer Abtriebswelle U um entsprechend der selektiven Längsstellung eines einzigen Schalt- oder Steuerhebels 12. Das Getriebe wird im Zusammenhang mit einem Kleinfahrzeug, z. B. einem Rasen- oder Gartentraktor, erläutert, der einen Motor mit zwischen 10 und 20 PS aufweist; das Prinzip ist jedoch in weiterem Umfang anwendbar. Eine Fernbetätigung des Schalthebels 12 hängt von den gegebenen Möglichkeiten ab, wobei das nach außen vorstehende Ende des Schalthebels 12 entsprechend angeschlossen werden muß.

Das Getriebe ist in einem relativ kleinen becherförmigen Gehäuse 13 enthalten, in dessen geschlossenem Ende die Antriebswelle 10 durch ein Wälzlager 14 gelagert und durch eine geeignete Abdicht·Vorrichtung 15 dicht angeordnet ist Der Schalthebel 12 ist von einem oberen Teil des geschlossenen Endes des Gehäuses 13 verschiebbar gehaltert und durch die Dichtung 16 abgedichtet. Das Gehäuse 13 ist durch eine lösbare Endhaube '7 verschlossen, die eine mittige Nabe aufweist, in der die Abtriebswelle U in voneinander beabstahdeten Nadel- und Kugellagern 18, i9 gelagert und duri^ die Dichtung 20 abgedichtet ist. Die Wellen 10, U haben teleskopartige Enden mit dazwischen angeordneten Nadellagern 21, und ein Abtriebskegelrad 22 symbolisiert eine Last,

Im Gehäuse 13 ist als Teil einer auf der Antriebswelle 10 angeordneten vollständigen Baugruppe ein Umlaufräderträger 25 drehbar in Lagern 26 angeordnet; er positioniert mehrere Umlaufreibräder 27 in Winkelanordnung und mehrere Umlaufzahnräder 28 in gleichen Winkelabständen in Verbindung miteinander. Bevorzugt sind drei Reibräder 27 und drei Zahnräder 28 vorgesehen. Jedes Reibrad 27 weist vorstehende drehbare Lagerenden 29 auf, die in Nadellagern 30 in Schiebern 31 drehbar sind, die ihrerseits in Radiaiieitschlitzen 32 im Träger 25 geführt sind, wie noch unter Bezugnahme auf F i g. 3 erläutert wird.

Jedes Reibrad 27 ist ein einziges unbiegsames Element, das zwei gleiche Wälzkontaktflächen 33, 33' aufweist, die abgestumpft-toroid und konkav sind, die Wälzkontaktflächen 33, 33' sind in im wesentlichen axial-entgegengesetzter und nach radial außen verlaufender Richtung abgeschrägt, und jede Fläche 33, 33' kann die Utidrehungsfläche eines Kreisbogens um eine Achse außerhalb des Kreises, in der. der Bogen liegt, sein.

Das Reibrad-Umlaufrädergetriebe umfaßt zwei gleiche innere Zentralradreibräder 35, 35', die unabhängig voneinander und verkeilt axial verschiebbar auf einer Antrieb^hülse 36 angeordnet sind, die mittels des Einlegestückes 37 auf die Antriebswelle 10 gekeilt ist; eine Verbindung in Form einer axial biegsamen, und torsionsfesten Platte oder eines Keils 34 (vgl. auch die F i g. 8 und 9) dient zum Herstellen einer Keilverbindung zwischen der Hülse 36 und örtlichen Keilnuten 34' in den Reibrädern 35,35'. Ihre Außenflächen sind konvex und entgegengesetzt geneigt orientiert, wobei jede bevorzugt die Rotationsfläche eines Kreisbogens ist, dessen Radius kleiner als der des die Wälzkontaktflächen 33,33' definierenden Kreisbogens ist. Gegenüberliegende Tellerfedern 38 sind auf der Antriebshülse 36 durch Sicherungsringe39 gehalten, um die Reibräder 35, 35' in axialer Richtung mit vorbestimmtem Druck ^egen die entsprechenden Wälzkontaktflächen 33, 33' vorzuspannen, so daß eine nach radial außen gerichtete Kraft ausgeübt wird, die dazu tendiert, die Umlaufreibräder 27 nach außen zu verschieben. Dieser Verschiebung und Kraft wird durch eine gleiche, nach axial innen gerichtete Druckkraft entgegengewirkt, die von zwei Rcaktions' bzw. Stützringen 40, 40' ausgeübt wird, die im Gehäuse 13 drehfest gelagert sind. Diese Halterung und die Einstellung und Änderung der Druckkraft auf die Stützringe 40, 40' wird später noch erläutert, und zwar im Zusammenhang mit der Steuerung durch die Schaltstange bzw. den Schalthebel 12 und der lastabhängigen Zurückschaltmechanik. Die nach innen gewandten Wälzkontaktflächen der Stützringe 40, 40' sind w:s diejenigen der inneren Zentralräder 35,35' als eine Rotationsfläche eines Kreisbogens definiert, dessen Radius kleiner als de. jenige des die Wälzkontßktflächen 33,33' definierenden Kreisbogens ist

Das aus miteinander kämmenden Zahnrädern bestehende Umlaufrädergetriebe umfaßt ein als Antriebsrad dienendes inneres Zentralzahnrad 41, das mittels des Einlegestückes 37 auf die Welle 10 aufgekeilt und zwischen Sicherungsringen 42, 43 axial zusammen mit der Hülse 36, den inneren Laufringen der Lager 14, 26 und axialen Abstandselementen 44,45 gehalten ist. Das Antriebszentralzahnrad 41 steht dauernd mit den Umlaufzahnrädern 28 in Eingriff, und letztere stehen dauernd mit den nach innen gewandten Zähnen eines Zahnrings 46, das auf die Abtriebswelle U gekeilt ist, in

Kontakt. Jedes Umlaufzahnrad 28 ist mittels Nadellagern 47 an einem Slüt/stift 48 gesichert (vgl. die Fig. I. 2 und 3), der durch ein Element 49 mit einem Teil des Umlaufräderträgers 25 fest verbunden ist.

Der Träger 25 (Fig.3) umfaßt im wesentlichen ein Träger-Gußstück 50 und eine Zahnradkäfig-Untergruppe 51. die durch Bolzen 52 miteinander verbunden sind. Das Gußstück 50 ist an seinem in Lagern gehaltenen Ende 53 im wesentlichen ein kontinuierlicher plattenförmiger Ring, der mit einstückig ausgebildeten Winkelsegmenten 54 geformt ist. die sich in axialer Richtung erstrecken und winkelmäßig voneinander beabstandet sind entsprechend dem Umlaufräderspiel an den jeweiligen radialen Leitschlitzen 32. Die Zahnradkäfig-Untergruppe 51 umfaßt Ringplatten 55, 56. die durch Abstandsniete 57 in axialer Richtung beabstandet gehaltert sind. Die Platte 55 hat drei Lappenvorspriinge. die ein sicheres Verbolzen dieser Lappen mit den entsprechenden Segmenten 54 ermöglichen; die Platte 56 ist kreisförmig und weist an winkelmäßig beabstandeten Stellen Bohrungen zur Aufnahme der drei Zahnradachsen 47 auf. Wie am besten aus F i g. 2 ersichtlich ist, verlaufen die miteinander fluchtenden Mittenöffnungen 55', 56' der Platten 55, 56 mit Spielraum um die Zähne des Zahnrads 41.

Es wird jetzt die drehfeste Halterung und die Druckeinstellung der Stützringe 40, 40' erläutert, wobei hauptsächlich auf die F i g. 4—6 Bezug genommen wird, um die Mechanik zu erläutern, durch die die einer Drehung entgegenwirkende drehfeste Halterung für die Stell- bzw. Stüt7ringe 40, 40' gebildet wird und eine selektiv angewandte steuernde Positionierung des Schalthebels 12 einer -'!"Tnatischcn lastabhängigen Korrektur unterliegt. Im wesentlichen umfaßt die Mechanik eine drchclastische Aufhängung einer in axialer Richtung vorbelasteten Druckbaugruppe, die im unteren Teil von F i g. 6 als Explosionsansicht gezeigt ist. und eine nockenbetätigte Einheit des Gehäuses, die dem Schalthebel 12 zugeordnet ist und als Baugruppe in bezug auf die Druckbaugruppe versetzt (längs der Fluchtlinie 60) gezeigt ist. Die Schaltachse des Schalthebels 12 verläuft parallel zur Mittenachse des Umlaufrädergetriebes (d. h. zur Achse der Stützringe 40, 40'). Eine gewählte Positionierung des Schalthebels 12 wird über eine Steuerkurvenscheibe 61 und einen als Schaltgabel 62 ausgebildeten, gewölbten Nockenfolger. der über den Zapfen 63 mit einer in axialer Richtung festgelegten Stelle im Gehäuse in Beziehung steht, in entsprechende Druckwirkungsänderungen übertragen. Es sind zwei Schwenkzapfen 63 an im wesentlichen diametral gegenüberliegenden Stellen an den Armen der Schaltgabel k2 vorgesehen, und eine Nockenfolgerolle 64 am Mittenpunkt der Schaltgabel 62 folgt der Schalthebelstellung über eine schloteförmige erste Steuerkurve 65 in der Kurvenscheibe 61. Ein Stabilisierungskanal 64' bildet einen Teil der Hülse bzw. Buchse 68 in Form einer axial verlaufenden Nut zum Leiten des nach radial innen vorstehenden Endes des die Nockenfolgerolle 64 haltenden Stifts, und das äußere gewölbte Längsprofil der Wandungen des Kanals 64' verleiht dem Nockenfolgegliedbereich im Verlauf der Schwenkbewegung der Schaltgabel 62 um die Achse des Zapfens 63 Torsionsfestigkeit. Die Rahmen-Bezugspunkte für die Zapfen 63 sind nach Fig. 2 durch zwei gleiche diametral gegenüberliegende Blöcke 66 gebildet, die am Gehäuse 13 gesichert sind und deren jeder einen gewölbten Leitkanal in Form einer Nut 67 aufweist, in der der Zapfen 63 axial so eingeschlossen ist.

daß er für eine bogenförmige Verschiebung eine begrenzte Bewegungsfreiheit hat.

Die Druck-Baugruppe umfaßt eine äußere Buchse 68 und im Abstand dazu eine als Haltering 69 dienende Buchse, die in axialer Richtung an den Stützringen 40, 40' anliegen. Der Radius, mit dem die Buchse 68 somit am Stützring 40 anliegt, ist in Fig.6 durch eine Schraffierung zwischen beabstandeten gekrümmten Strichlinien bei 68' angegeben; der andere Stützring 40'

ίο sitzt in einem Festlegerand und an einem Hauptteil 69' des Halterings 69. Die Buchse 68 umfaßt voneinander beabstandetc Haltearme 70 mit Ausnehmungen 70' zum Anliegen und Abtasten der momentanen axialen Lage eines ersten Kurbelbereichs bzw. Nockens 71 jedes

ι i Schaltarms bzw. Jocharms, während ein zweiter Nocken 72 jedes Jocharms für ein gleiches Abtasten der axialen Lage durch den Haltering 69 benutzt wird. Da die Nocken 71,72 auf gegenüberliegenden Seiten der Achse des Schwenkzapfens 63 liegen, sind die axialverschie-

2« bungen der Buchse 68, bzw. des Halterings 69 bei Jochbetätigung gleich und entgegengesetzt. Steif-nachgiebige Tellerfedern 74 dienen dazu, die Stützringe 40, 40' mit einer Druckbelastung der Buchse 68 bzw. des Haltcringes 69 zu beaufschlagen; die äußere radiale

r, Begrenzung der Tellerfedern 74 wirkt (in den F i g. I, 5 und 6 nach rechts) auf die Buchse 68, während ein sich diame'.ral erstreckender Bügel 75 mit einer gleichen und entgegengesetzten Kraft von der inneren Begrenzung der Teiierfedern 74 beaufschlagt wird, zwei Verbin-

Ki duRgsstangen bzw. Bolzen 76 verbinden diametral gegenüberliegende Enden des Bügels 75 mit entsprechenden diametral entgegengesetzten Stellen auf dem Teil 69', so daß die auf den Bügel 75 wirkende Federkraft unmittelbar in eine Federkraft auf den

r> Haltering 69 (nach links in den Fig. I. 5 und 6) übertragen wird. Jede Verbindung eines Bolzens 76 mit einem Ende des Bügels 75 umfaßt (vgl. F i g. 6) ein Verbindungselement 77 mit einem Längskanal zur Aufnahme und Festlegung des zugehörigen Bolzens 76;

im der Kanal liegt seinerseits in einem nach außen geschlitzten Ende des Bügels 75. Flansche 78 an jedem Verbindungselement 77 wirken an den Rändern jedes Endschlitzes des Bügels 75 gegen dieses, und eine Unterlegscheibe 79 unter dem Kopf jeder Verbindungs-

r. stange liegt an den Flanschen 78 des benachbarten Verbindungselements 77 an. Schließlich wirkt eine Ausnehmung 72' an einem in Längsrichtung mittigen Bereich jedes Verbindungselements 77 mit dem Nocken 72 zusammen zum Ansprechen auf eine Verschiebung

v, der Nockenfolgerolle 64.

Aus der vorstehenden Erläuterung ist ersichtlich daß der momentane axiale Abstand der äußeren Stützringe 40, 40' immer und ausschließlich eine Funktion der momentanen Winkelstellung der Schaltgabel 62 um den

_;-, Zapfen 63 ist. Die Kraft, mit der dieser Abstand der Stützringe 40, 40' erhalten wird, ist die Kraft, die zum Erreichen eines Gleichgewichtszustands mit der momentanen nach radial außen wirkenden Verschiebekraft der Umlaufreibräder 27 erforderlich ist. Der relativ

■j' große mechanische Vorteil aufgrund des Oberwiegens des Radius Rx der Nockenfolgerolle über die Radien /?₂ der Betätigungskurbel (vgl. Fig.5) bedeutet eine entsprechend verringerte Reaktionskraft, gesehen längs der Verschiebeachse des Steuerhebels 12. Bevorzugt

τ--, wird jedoch die Kraftkennlinie der Federn 74 so gewählt, daß eine Vorbelastungskraft derart entgegengesetzt zu der nach radial außen wirkenden Verschiebekraft der Reibräder 27 erzeugt wird, wodurch eine

Neutralstellung der Sehaltgabel erhalten bleibt. Damit ergibt sich bei jeder Einsteliverschiebung des Schalthebels 12 aus seiner Neutralstellung nur eine Ausgleichsbetätigung der jeweiligen Enden der Druck-Baugruppe, so daß die Steuerkraftgrößen relativ niedrig gehalten ί werden können und sich eine möglichst kleine Rückwirkung auf das Gehäuse oder auf die Steuermechanik cgibt.

Die Doiden Verbindungsstangen bzw. Bolen 76 durchsetzen miteinander fluchtende Festlegeöffnungen to in jedem Stützring 40,40' und in der in der Radialebene verlaufenden Wand jedes Haltearms 70, wodurch eine winkelmäOig verkeilte Einheitlichkeit aller Teile der Baugruppe gewährleistet ist. Ferner hat der Haltering 69 diametral gegenüberliegende Paare von winkelmä- r, Big beabstandeten Armen 80; zwischen jedem Armpaar sitzt eine durch Druck vorgespannte Feder 81 auf Unterlegscheiben 82. Ein beträchtlicher Teil jeder Unterlegscheibe 82 ragt in bezug auf die Arme 80 nach radial außen zur drehelastischen gegenwirkenden m Anlage an benachbarten Seitenwandbereichen von diametral gegenüberliegenden Ausnehmungen 83 im Gehäuseteil 17; diese Ausnehmungen sind aus Fig.4 ersichtlich; in Fig. 2 sind jedoch die Federn 81 weggelassen, um die Leitblöcke 66 für die Jochschwenk- ->'> bewegung besser zu verdeutlichen.

Die obere drehfeste Steuerbaugruppe von F i g. 6 umfaßt ein unregelmäßig viereckiges Halteglied 85 aus geformtem Metallblech, das voneinander beabstandete hochkantige Vorspriinge 86, 87 als Führungen für den «> Schalthebel 12 aufweist, die jeweils ein Teil von Versteifungsendflanschen 88 bzw. 89 sind. Die äußeren Enden des Flanschs 89 sind größer, um ein sicheres Verbolzen mittels Gewindebolzen 90 mit dem Inneren des Gehäuses 13 zu ermöglichen (vgl. auch F i g. 2); der Zwischenabschnitt des unteren Rands des Flanschs 89 ist bei 89' ausgeschnitten zur enganliegenden Aufnahme der Kurvenscheibe 61. An seinem axial inneren Ende ist der Schalthebel 12 hinterschnitten zur Bildung einer ebenen, diametral verlaufenden Fläche, so daß eine Buchse 91 zum richtigen Beabstanden der Schwenkverbindung der Kurvenscheibe 61 am Schalthebel 12 mittels eines Schwenkzapfens 92 stabilisiert auf dem Schalthebel 12 sitzt. Ein Mittenbereich 93 des Schalthebels 12 ist in gleicher Weise hinterschnitten, 4i wodurch sich ein Arbeitsspiel mit dem Nocken 64 ergibt und eine Nietbefestigung eines eine Nut aufweisenden Stifts 94 zur geführten Halterung der Kurvenscheibe 61 über ihren Schwenkbereich ermöglicht wird. Wie am besten aus F i g. 7 ersichtlich ist, weist die Kurvenscheibe 61 eine erste schlitzförmige Steuerkurve 65 und eine zweite Steuerkurve 95 auf; ein erster Abtaststift 97 ist am Halteglied 85 gesichert und läuft ununterbrochen auf der Steuerkurve 95 ab, und das Nockenfolgeglied 64 läuft ununterbrochen auf der Steuerkurve 65 ab.

Eine axiale Verschiebung des Schalthebels 12 bewirkt, daß der Abtaststift 97 im Zusammenwirken mit der Steuerkurve 95 die Kurvenscheibe 61 um die Achse des Schwenkzapfens 92 verschwenkt Dieses Verschwenken der Kurvenscheibe 61 ändert die momentane Lage des m> Abtastglieds 64 längs der Steuerkurve 65. Gleichzeitig ist die Kurvenscheibe 61 gemeinsam mit dem Schalthebel 12 in Längsrichtung verschoben worden, so daß der Schaltgabel 62 eine Drehbewegung um den Schwenkzapfen 63 erteilt wird und dadurch der axiale Abstand und damit die Druckkraft der Stützringe 40, 40' sowie der Vorspannzustand der Federn 74 direkt geändert werden.

Die Steuerkurve 95 umfaßt nach Fig. 7 zwei Endbahnen A und Seines zweiläufigen Profils, und die Steuerkurve 65 umfaßt einen miltigen Abschnitt C mit konstantem Radius um den Schwenkzapfen 92 und divergente Endbahnen D und E, so daß insgesamt ein Zick-Zack-Profil gebildet ist. Die Bedeutung dieser Bahnverläufe wird noch näher erläutert. Für jede vorgegebene Schalthebelstellungswahl und entsprechende Längsstellung der Kurvenscheibe 61 ergibt sich eine entsprechende Winkeleinstellung derselben um den Schwenkzapfen 92 durch Zusammenwirken des Abtaststifts 97 mit der Steuerkurve 95; ferner wird für jede vorgegebene Last-Drehmomentrückwirkung,die weitere Kompressionsve:rschiebung der Federn 8t bedingt, die Lage des Ablauglieds bzw. Nockens 64 längs der Steuerkurve 65 entsprechend so weit geändert sein, daß das Abtastglied in Abhängigkeit von der Richtung der Drehmomentrückwirkung in eine der Endbahnen D. E eintritt.

Jede Positionsänderung des Abstands der Stützringe 40, 40' ist von einer Stellungsverschiebung der Planetenräder 27 in radialer Richtung gegen die Kompressions-Vorspannung der Sonnenräder 35, 35' aufgrund der gemeinsamen Wirkung der Federn 38 begleitet. Die Federn 74 dienen nur zum Entlasten der am Schalthebel 12 auftretenden resultierenden Kraft; die Kennlinie und die Vorspannkrafl der Federn 74 sind so gewählt, daß sie die momentane Axialkraft-Rückwirkung von den Vorspannfedern 38 im wesentlichen ausgleichen. In bezug auf die Positionierung des Schalthebels 12 hängt das Fahrgetriebe-Gesamtverhältnis immer primär von der momentanen Positionseinstellung des Schalthebels 12 und zweitens von derjenigen korrigierenden Änderung des Schwenkwinkels der Schaltgabel 62 ab, die für eine solche Einstellung aufgrund des Last-Rückwirkungseinflusses auf die gegendrehenden Federn 81 und die Steuerkurvenglieder 65, 64 erreicht wird. In bezug auf das erläuterte Ausführungsbeispiel, bei dem Vorwärtsantrieb, Halteoder Leerlaufbetrieb und Rückwärtsantrieb selektiv erhalten werden können, wird die Leerlaufstellung (Antriebsdrehzahl Null) sowohl unter Lastbedingungen als auch bei Nichtvorhandensein einer Last erhalten. Die zum Erreichen der Leerlaufstellung erforderliche Schalthebelstellung ist immer die gleiche, aber der Nocken 64 nimmt je nach dem Lastzustand verschiedene Stellungen im Mittenbereich C der Steuerkurve 65 ein. In jedem Fall wirken jedoch die vorher erwähnte Federrückwirkung zwischen den inneren Federn 38 und der Ausgleichseffekt der äußeren Federn 74 immer auf die Vorrichtung ein; Fig. 10 dient zur Veranschaulichung dieser Feststellung.

Als Federn 38 und 74 werden bevorzugt Tellerfedern verwendet, da sie — bei axialen Durchbiegungen über den Wert hinaus, an dem ihr positiver Federkonstantenkoeffizient endet — einen negativen Federkonstantenkoeffizienten haben. Dieser Positiv-Negativ-Charakter des Tellerfederkoeffizienten trifft sowohl auf solche Federn zu, die nur einfache kegelstumpfförmige Tellerfedern sind, als auch auf Federn, die z. B. zusätzliche radiale Schlitze aufweisen. Die Bezeichnung »Tellerfedern« stellt also keine Einschränkung auf einfache kegelstumpfförmige Tellerfedern dar. Bei der Anwendung sind die Federn 38 derart vorgespannt, daß sie jederzeit im negativen Federkonstantenbereich ihrer Koeffizienten arbeiten.

Fig. 10 zeigt die Anwendung der äußeren vorgespannten Ausgleichsfedern 74 gegenüber der Vorspann-

kraftrüekwirkung der Tellerfedern 38 der Sonnenräder. Die Vollinie A stellt die Kennlinie der Ausgleichsfedern 74 dar, wobei die Axialkraft F als zunehmendes Übersetzungsverhältnis Ü angegeben und die Vorwärtsrichtung als positiv angenommen ist. Der ausgewählte Anwendungsbereich der Feder 38 erstreckt sich über den Kurvenabschnitt mit negativer Federkonstanten zwischen c"*in Grenzlinien 100, 101 des Vorwärts- und Rückwärtsantriebs, d. h. der Drehzahl der Abtricbswelle 11 in bezug auf die Drehzahl der Antriebswelle 10. Dieses Übersetzungsverhältnis ist in der Neutralstellung 102 Null. In Klammern ist angegeben, daß bei größeren Übersetzungsverhältnissen in Vorwärtsrichtung die Stützringe 40, 40' stärker zusammengedrückt werden (die Feder 74 wird weniger zusammengedrückt) und daß bei verringerten Übersetzungsverhältnissen einschließlich Rückwärtsantrieb die Stützringe 40, 40' stärker voneinander weg verschoben werden (die Feder 74 wird stärker zusammengedrückt), und zwar entsprechend den Jochstellungen (vgl. Fig. 5). Über den Bereicii 101, 100 nach Fig. 10 werden also die bei 101 am weitesten voneinander getrennten Stützringe 40,40' während des Schaltens durch die Neutralstellung weiter zusammengebracht; während dieses Schaltens durch den Bereich 101, 100 wird die Feder 74 progressiv ausgedehnt oder zusammengedrückt, aber aufgrund ihres Betriebs mit negativer Federkonstanten in diesem Bereich nimmt die Vorspannkraft der Feder 74 zu. Aus dem gleichen Grund sind Schaltverschiebungen, die die Stützringe 40, 40' weiter auseinanderbewegen, von einer abnehmenden Vorspannkraft der Feder 74 begleitet.

In einem angenommenen Fall, in dem die >>Neutral«- Stellung das erwünschte Gleichgewicht herstellt (d. h., der Schalthebel 12 liegt in der Neutralstellung, und bei 22 findet nur eine geringe oder keine Last-Drehmomentrückwirkung statt), ergibt sich die durchbrochene Reaktionskennlinie B der vorgespannten Zentralradfedern 38 (vgl. Strichlinienkurve in Fig. 10) als eine sich ausbreitende Verschiebekraft zwischen den Stützringen 40, 40', d. h. ein im Gegenuhrzeigersinn erfolgendes Reaktionsmoment auf die Schaltgabel 62 (gesehen nach den F i g. 5 und 6). Die Kraft ist so gewählt, daß sie die Vollinienkurve A' am »Neutral«-Punkt 102 schneidet oder ausgleicht. Bei jeder Schalthebelverschiebung aus der Neutralstellung und in Vorwärtsrichtung entwickelt sich zwischen dem inneren und dem äußeren Federsystem (wobei das Federsystem 38 dominiert) eine Richtungsdifferenzkraft Fi; das Außenringzusammendrijcken, begleitet von der Entwicklung dieser Kraft F\, bewirkt eine nach radial innen erfolgende Verschiebung der Umlaufräder 27 und ein Sichausbreiten der Zentralräder 35, 35' (mit gleichzeitiger Änderung des Abtriebs-Übersetzungsverhältnisses). Und aufgrund der erwähnten negativen Federkonstanten aller Federsysteme wird die erforderliche Umlaufräderverschiebung schnell mit nur wenig erhöhtem Widerstand erreicht Bei einer Schalthebelverschiebung aus der Neutralstellung in Rückwärtsstellung entwickelt sich eine ähnliche, jedoch entgegengesetzt gepolte geringe Differenzkraft F2 (wobei das Federsystem 74 dominiert), so daß die nach radial außen erfolgende Verschiebung der Umlaufräder 27 (aufgrund der gleichzeitig in axialer Richtung erfolgenden Verschiebung der Räder 35, 35') schnell aufgenommen wird. Für jede am Schalthebel 12 gewählte Drehzahl sind die höchsten Reaktionskräfte F., Fs zwar von relativ geringer Größe, jedoch von solcher Polarität, daß sie die Vorrichtung in die Neutralstellung zurückführen, wobei der beim Zurückführen des Sehalthebels 12 in seine Neutralstellung auftretende Luft\> iderstand zu berücksichtigen ist.

Fig.5 zeigt zusätzlich ein Merkmal, durch das sich eine stärkere Federkraft ergibt, die die Schaltgabel 62 und sein Abtastglied bzw. den Nocken 64 von extremen Verschiebestellungen wegdrückt. Dazu hat ein Schiebearm 98 durchbohrte, nach oben abgebogene Enden und ist aufgekeilt in Längsrichtung längs einer im Schnitt viereckigen Führungsstange 98' verschiebbar, die im

hi Gehäuse 13 gesichert ist. Ferner hat der Arm 98 gegabelte Ansätze, die dauernd die Längsstellung eines Teils der Schallgabel 62 abtasten, wenn diese sich um den Schwenkzapfen 63 bewegt; eine Kompressionsfeder 99 an der Leitstange 98' ist zwischen Festlegestiften 99' durch die Leilstange 98' vorgespannt. Wenn die Schaltgabel 62 nach rechts (Drehzahlwahl in Vorwärtsrichtung) verschoben wird, drückt das linke Ende des Schiebearms 98 die Feder 99 weiter zusammen und entlastet somit die Feder 99 von dem linken Haltestift 99 (vgl. F i g. 5); infolgedessen neigt die Feder 99 dazu, die Schaltgabel 62 in die Neutralstellung oder eine Stellung unterhalb der vollen Vorwärtsdrehzahlstellung zurückzubringen. Das gleiche erfolgt bei Rückwärtsdrehzahlwahl, wobei das rechte Ende des Schiebearms 98 die Feder 99 weiter zusammendrückt, so daß die Feder 99 dazu neigt, das Joch 62 in eine mittigere Lage zurückzubringen.

Bei einem Ausführungsbeispiel eines Getriebes, bei dem ein 20 PS-Motor die Antriebswelle 10 über einen

jo Übersetzungsverhältnisbereich nach Fig. 10 antreibt und die Bereichsgrenzen 100 bzw. 101 +0,4 : 1 bzw. —0,15 :1 sind, wurde ein Umlaufrädergetriebe-Übersetzungsverhältnis von 2 : 1 verwendet, wobei das Zahnrad 41 bzw. der Zahnring 46 jeweils 28 bzw. 56 Zähne haben und drei je 13 Zähne aufweisende Umlaufzahnräder 28 in einem Kreis mit einem Durchmesser von 91,4 mm umlaufen. Gleichzeitig werden bei dem Getriebe Umlaufreibräder 27 verwendet, wobei der Krümmungsradius der konkaven Wälzkontaktfläche 35,1 mm beträgt und ein 40°-Bogen dieses Radius dazu verwendet wird, jede konkave Rotationsfläche zu bilden. Dabei liegt der Mittelpunkt des Krümmungsradius 40,1 mm versetzt von der Radachse; zum Zusammenwirken mit dieser Planetenradvorrichtung hat jedes Zentralrad und jedes Reaktionsrad eine konvexe Wälzflächenkrümmung mit einem Radius von 27,07 mm, wobei ein 40°-Bogen dieses Radius um 25,4 mm zur Sonnenradachse versetzt ist und ein 20°-Bogen dieses Radius um 92,2 mm von der Achse der Stützringe 40,40' versetzt ist, um die jeweiligen konvexen Rotationsflächen zu bilden. Die Teile laufen in einem Reiböl (z. B. einem Synthesekohlenwasserstoff-Getriebefluid).

In der Neutral-Stellung der Schaltgabel 62 ist bei dem spezifischen Ausführungsbeispiel der effektive Radius der Umlaufkreisbahn der Umlaufreibräder 27 derart, daß der Radträger 25 mit etwa '/3 der Antriebswellendrehzahl umläuft, und zwar in gleicher Richtung wie die Antriebswelle 10. Bei Vorwärts-Abtriebsdrehzahlen an der Abtriebswelle 11 läuft der Träger 25 mit mehr als V₃ der Antriebswellendrehzahl um, z. B. ca. ²Iz der Antriebswellendrehzahl. Bei Rückwärts-Abtriebsdrehzahlen läuft der Träger 25 mit weniger als '/3 der Antriebswellendrehzahl um, z. B. mit ca. V₄ der Antriebswellendrehzahl. In jedem Fall bestimmt der effektive momentane Radius der Unlaufkreisbahn der Um'.aufrädcr die Umlaufdrehzah! des Trägers, und die momentane Schwenklage der Schaltgabel 62 bestimmt den effektiven Radius der Umlaufkreisb?hn. Bei

Vorwäi'tsantrieb einer Last nimmt das Gehäuse 13 über die Federn 81 und die Außenritig-Drurkbaugruppe (unterer TeH von Fig.6) eine erste Richtung eines Gegendrehmoments auf; bei Rückwärtsantrieb einer Last tritt in der Gegenrichtung ein gleiches Gegendteh- ■> moment auf. Der Nocken 64 wird entsprechend der Richtungsgröße solcher lastabhängiger Drehmomentrückwirkungen verschoben, nachdem sich eine vorbestimmte Größe des Last-Rückwirkungsdrehmoments über den durch die Vorspannung der Federn 81 bestimmten Schwellenwert hinaus entwickelt hat.

Die vorstehenden Erläuterungen werden durch Fig. Il deutlicher, in der das Abtriebsdrehmoment Mab an der Abtriebswelle 11 als eine Funktion des Gesamtüberseti-ungsverhältnisses Og des Fahrgetrie- ii bes dargestellt ist. Fig. 11 ist für den oben genannten Übersetzungsbereich, d.h. zwischen —0,15:1 und + 0,4 : !,gezeichnet, und für jede von sieben ausgewählten Schalthebelstellungen für Vorwärtsantrieb und jede von di ei Schalthtbelstellungen für Rückwärtsantrieb ist eine Ansprechkurvenschar angegeben. Die G-enzen des Betriebsbereichs sind im Vorwärtsantriebsbereich ciurch eine erste schräge Linie 103, deren begrenzender Antriebskoeffizient μ mit 0,9 für einen Zentralrad-Umlaufrad-Wälzkontakt angenommen ist (d. h. nicht durch den Gesamtschlupf verschlechtert), und durch eine zweite schräge Linie 104 für den gleichen Begrenzungskoeffizienten μ in bezug auf den Kontakt zwischen Umlaufrad und Stützring definiert. Im hier betrachteten begrenzten Rückwärtsantrieb isi nur der zentralrad-Umlaufrad-Wälzkontakt bei μ = 0,^ begrenzend (vgl. die Linie 105).

Bei einer Drehzahlwahl von Null und unterhalb des Last-Drehmoment-Schwellenreaktionsmoments der Federn 81 hat die Schaltstange 12 die Kurvenscheibe 61 !■> mittig positioniert, wobei der rahmenbezogene Abtaststift 97 im Bereich zwischen den Schenkeln A, B der Steuerkurve 95 liegt, und der Nocken 64 ist im mittleren Bereich C der Steuerkurve 65 zentriert. Nach F i g. 7 sind die Mitten dieser Steuerkurvenabtastglieder in to bezug auf ihre Steuerkurven bei 97' bzw. 60 definiert.

Wenn Vorwärtsantrieb gewählt wird und die Schaltstange 12 etwa zu 70% ihrer möglichen Vorwärtsantriebs-Verschiebung eingeschoben wird, wirkt der Abtaststift 97 mit dem Bereich A der « Steuerkurve 95 zusammen, erteilt der Kurvenscheibe 61 eine Verschiebebewegung im Uhrzeigersinn um den Schwenkzapfen 92 (vgl. F i g. 7), bewegt den Nocken 64 in die Nähe der Verbindungsstelle der Bereiche Cund E der Steuerkurve 65 und verschiebt die Schaltgabel 62 in eine »Vorwärts«-Stellung (vgl. F i g. 5). Die Umlauf reibräder 27 müssen daher um eine Umlaufbahn mit kleinerem Radius umlaufen, die ein in axialer Richtung erweitertes Neupositionieren der Zentralenreibräder 35, 35' gegen die Vorspannung der Federn 38 für den bestimmten gewählten Vorwärtstrieb darstellt. Diese Kreisumlaufbahn kann sich mit zunehmender Last-Drehmomentreaktion gering verkleinern infolge von geringem drehmomentbedingtem »Kriechen« oder Kontaktschlupf aufgrund des Antriebsfluids, so daß die Drehmoment-Drehzahl-Charakteristik einer gleichmäßigen Kurve 106 folgt (bei der angenommenen Drehzahlwahl). Die vorbestimmte //.-bezogene Berechnungsgrenze 103 ist erreicht, wenn die Last-Drehmoment-Reaktion gleich dem zusammengefaßten effektiver. Vorspannrnoment der Federn 81 ist. Drehmomente, die diese Vorspannung bei 81 übersteigen, sind somit wirksam und erteilen dem Nocken 64 eine Teilumdrehung um die Achse der Wellen 10, 11, so daß das Abtastglied in den Bereich Eder Steuerkurve 95 eintritt, wodurch die axiale Trennung der Stützringe 40, 40' schrittweise oder inkrementell erweitert (oder nach »unten verschoben«) wird. Der tatsächliche Effekt besteht darin, daß der Antrieb der Kurvo ΐΌ3 für sämtliche höheren Reaktionsdrehmomente oberhalb des Schnittpunktes der Kurve 106 mit dieser foigt.

Dasselbe gilt für jedes Vorwärts-Übersetzungsverhältnis entsprechend der Kurve 107, für das das angegebene μ-begrenzte Drehmoment auf einem wesentlich niedrigeren Abtriebsdrehmomentniveau als bei der gewählten Übersetzungsverhältniskurve für 70% erreicht wird.

Bei Rückwärtsantrieb wird die Schaltstange 12 an der Neutralstellung vorbei zurückgezogen, wobei der feste Abtaststift 97 in den Bereich B der Steuerkurve 95 eintritt, so daß die Kurvenscheibe 61 im Gegenuhrzeigersinn verschwenkt und dadurch der Nocken 64 an der Verbindungsstelle zwischen den Bereichen Cund D der Steuerkurve 95 angeordnet wird. Bei jeder gegebenen Rückwärts-Übersetzungseinstellung der Schaltstange 12 folgt das Drehmoment-Übersetzungsverhältnis einer gleichmäßigen Kurve, repräsentiert durch die strichlinierte Beziehung 108, bis die Last-Drehmomentreaktion sich dem Vorspannmoment der Federn 81 nähert; danach werden die Federn 81 durch erhöhtes Lastdrehmoment weiter zusammengedrückt, was einen »herunterschaltenden« Eintritt des Nocken 64 in den Bereich Oder Steuerkurve 95 zur Folge hat.

In allen Fällen wird der erwünschte /(.-begrenzte Zustand durch die Größe der Federvorspannung bei 81 bestimmt.

Der erläuterte Bereich des gewählten Übersetzungsverhältnisses ist nur beispielhaft, da »Neutral« eine Funktion der effektiven Beziehung des Umlaufräderumlaufbahn-Radius in den Umlaufrad- und Zahnrad-Planetensystemen ist. Ein größerer Bereich von Rückwärtsübersetzungsverhältnissen auf Kosten eines kleineren Bereichs von Vorwärts-Clbersetzungsverhältnissen oder umgekehrt kann erhalten werden, indem die Radiusbeziehung zwischen Zentralrad und Stützring bei gegebener Umlaufradgröße und -kontur geändert wird.

Einstellung und Wartung werden dadurch ••■reinfacht, daß die Lastreaktionsfedern 81 Teil der Außenringbaugruppe nach Fig. 6 sind und daß sie zu Eichzwecken in Verbindung mit der Vorspanneinstellung der Bolzen 76 herausnehmbar sind, bevor die Baugruppe in das Gehäuse 13 eingebaut wird. In diesem Zusammenhang ist zu beachten, daß die äußeren oder Stützringe 40, 40' in bezug auf das Gehäuse »schwimmen« oder »schweben«, da die angegebene Baugruppe auf der am Rahmen drehbaren Halterung der Antriebswelle 10 gehaltert ist, wodurch sie zum gleichmäßigen Lauf und einer langen Lebensdauer des Getriebes und ferner zu einer wesentlichen Toleranzverringerung zwischen diesen Ringen und dem Gehäuse beitragen.

Nach den Fig.8 und 9 hat der biegsame Keil 34 innere, an der Buchse in Anlage bringbare Keilnasen 109 in Quadraturbeziehung zu äußeren Kopplungsnieten 110 zur Ausnutzung von Umfangsspannungen im Körper des Keils 34 für eine maximale Drehmomentübertragung. Bevorzugt ist der Keil in seinem freien und spannungslosen Zustand entsprechend F i g. 9 gekrümmt, so daß der Vorsprang 110 beim Eintritt in die Ausnehmungen 34' der Zentralräder 35, 35' zu jeder Zeit axial vorgespannt ist; bevorzugt sind ferner die

Ausnehmungen 34' in radialer Richtung langgestreckt und groß (im Vergleich zur Größe der in sie eingreifenden Nietabschnitte), wodurch ein schneller Ausgleich jeder momentanen Fehlausrichtung der Sonnenräder in bezug auf die Welle 10 oder die Buchse 36 möglich ist

Hierzu 4 Blatt Zeichnungen

Claims (7)

1. Patentansprüche;

   U Umlaufrädergetriebe bestehend aus einem Umlaufräderzahnraä- urid einem Umlaufräderrejbradgetn'ebe mit stufenlos willkürlich einstellbarer Obersetzung und mit drehmomentabhängiger Oberlagerung der Übersetzimgseinstellung, mit einer Antriebs- und einer koaxialen Abtriebswelle, zwei axial verschiebbaren und konzentrisch zur Antriebswelle sitzenden und über Federn aufeinander zu vorbelasteten inneren Zentralradreibrädern, einem auf der Antriebswelle gelagerten Umlaufräderträger für mehrere Umlaufreibräder mit radial kontinuierlich geändertem ; Durchmesser, die mit den Zentralradreibrädern und zwei am Gehäuse in is Umfangsrichtung abgestützten und axial relativ zueinander manuell mittels Schaltorganen verstellbaren Stützringen in Eingriff stehen, ferner mit einem auf der Anitriebswelle befestigten inneren Zentralzahnrad, das über eine Mehrzahl' von Umlaufzatinrädern und einen innenverzahnten Zahnring ein Drehmoment in Richtung zur Antriebswelle leitet, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens eine Feder (81) in Umfangsrichtung zwischen einem mit den Stützringen (40, 40') verbundenen Haltering (69) und dem Gehäuse (13, 17) angeordnet ist und daß dip Stützringe über eine Steuereinrichtung (68, 70, 62, 64, 65, 61) mit den Schaltorganen (12,91,92) verbunden sind, so daß die Stützringe im Gehäuse (13) in Umfangsrichtung elastisch und um einen begrenzten Winkel drehbar abgestützt s;id, so daß die Stützringe in axialer Richtung automatisch nachgebellt werden.
2. 2. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Stütz-inge (40, 40'), der Haltering (69) und die Steuereinrichtung über axiale Bolzen (76) drehfest, jedoch axial beweglich, miteinander gekoppelt sind.
3. 3. Umlaufrädergetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet daß die *o Steuereinrichtung eine im Gehäuse um einen Schwenkzapfen (92) einstellbare Kurvenscheibe (61) mit einer Steuerkurve (65) aufweist, in welche eh Nocken (64) eingreift, der mit einer Schaltgabel (62) verbunden ist, die um zwei diametral angeordnete Zapfen (63) schwenkbar ist, welche im Gehäuse (13) in axialer Richtung fixiert sind.
4. 4. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Zapfen (63) in Umfangsrichtung begrenzt schwenkbar und je in einer in Umfangsrichtung verlaufenden Nut (67) geführt sind.
5. 5. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Länge jeder Nut (67) in Umfangsrichtung wenigstens gleich der maximalen Verdrehung der Stützringe (40, 40') infolge der Zusammendrückung der Feden(n)(81) ist
6. 6. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet daß die Schaltgabel (62) angeformte Nocken (71,72) aufweist, wobei ein Nocken (71) eine Büchse (68,70) und der andere Nocken (72) über ein an dem Bolzen (76) befestigtes Verbindungselement (77) den Haltering (69) axial zueinander verschieben, wodurch die Stülzringe (40, 40') axial zusammendrückbar sind.
7. 7. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Büchse (68) und der Haltering (69) durch Tellerfeldern (74) axial zusammengespannt sind, deren Außenrand an der Büchse (68) und deren Innenrand an einem Bügel (75) anliegen, durch den die Federkraft über die Bolzen (76) auf den Haltering (69) übertragbar ist