DE2651629A1 - Getriebeanordnung - Google Patents

Getriebeanordnung

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DE2651629A1
DE2651629A1 DE19762651629 DE2651629A DE2651629A1 DE 2651629 A1 DE2651629 A1 DE 2651629A1 DE 19762651629 DE19762651629 DE 19762651629 DE 2651629 A DE2651629 A DE 2651629A DE 2651629 A1 DE2651629 A1 DE 2651629A1
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Randle Leslie Abbott
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PIV Antrieb Werner Reimers GmbH and Co KG
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GKN Transmissions Ltd
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Description

Getriebeanordnung
Die Erfindung bezieht sieh auf Getriebeanordnungen mit kontinuierlich veränderlichem Übersetzungsverhältnis, die unter anderem in Kraftfahrzeugen Verwendung rinden.
Unter einem stufenlosen Getriebe sei hier ein
mechanisches Getriebe verstanden, welches eine konstante Eingangsdrehzahl in Ausgangsdrehzahlen verwandeln kann, die innerhalb eines gegebenen Bereichs stufenlos veränderlich sind. Ein Beispiel eines solchen Getriebes, und zwar dasjenige, von welchem die Erfindung ausgegangen ist, ist das sogenannte
"Riemengetriebe", bei dem ein Riemen oder eine Kette
die Übertragung zwischen einer Riemenscheibe mit
veränderlichem Laufradius und einer solchen Scheibe mit festem Laufradius oder zwischen zwei Riemenscheiben mit veränderlichem Laufradius bewirkt.
Weitere Beispiele von stufenlosen Getrieben sind
Friktionsgetriebe, in denen eine Drehbewegung von
einem metallischen Teil unter durch eine punktweise oder linienweise Anlage bewirkter Reibung auf einen anderen übertragen wird, oftmals über ein Zwischenglied.
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Aufgabe der Erfindung ist es, eine Getriebeanordnung mit kontinuierlich veränderlichem Übersetzungsverhältnis zu schaffen, welche einen hohen Wirkungsgrad aufweist
Erfindungsgeraäß ist eine Getriebeanordnung mit kontinuierlich veränderlichem Übersetzungsverhältnis mit einem stufenlosen Getriebe mit Antrieb und Abtrieb vorgesehen, bei dem folgende Merkmale vorliegen:
a) Es ist ein dreigliedriges Plantengetriebe vorgesehen, welches aus einem Sonnenzahnrad, einem Ringzahnrad und einem Planetenträger mit Planetenzahnrädern oder Planetenzahnradanordnungen besteht, die mit dem Sonnenzahnrad und dem Ringzahnrad in Eingriff stehen;
b) zwei Glieder des Planetengetriebes sind mit dem Antrieb bzw. Abtrieb des stufenlosen Getriebes so verbunden, daß bei normaler Betriebsweise die beiden Teile des Planetengetriebes in entgegengesetzter Richtung umlaufen;
c) es ist ein wahlweise betätigbares Getriebe mit Vorwärts- und Rückwärtslauf mit einem Antrieb und einem Abtrieb vorgesehen, dessen Antrieb mit dem dritten Glied des Planetengetriebes verbunden ist;
d) die Verbindung zwischen dem Abtrieb des stufenlosen Getriebes und dem zweiten Glied des Planetengetriebes ist derart ausgebildet, daß an einem Ende des Verstellbereiches des stufenlosen Getriebes ein Stillstand des Abtriebs bei vollem Eingriff vorliegt.
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Der Ausdruck "Stillstand bei vollem Eingriff" bedeutet in dieser Beschreibung, daß sich die Getriebeanordnung in einem Zustand befindet, in dem das dritte Glied des Planetengetriebes nicht umläuft, obwohl sich die beiden Glieder des Planetengetriebes drehen.
Die Getriebeanordnung der vorliegenden Erfindung ergibt einen hohen Wirkungsgrad, die Möglichkeit eines Vorwärts- und Rückwärtsantriebes und eines Stillstands bei vollem Eingriff. Die Vorsehung des Stillstands bei vollem Eingriff vermeidet die Notwendigkeit einer Anfahrkupplung, wenn die Getriebeanordnung in einem Kraftfahrzeug eingesetzt wird.
Zwar ist es möglich , den Antrieb und Abtrieb eines stufenlosen Getriebes mit den Gliedern eines Planetengetriebes so zu verbinden, daß über einen Teil des Verstellbereichs des stufenlosen Getriebes das dritte Glied des Planetengetriebes seine Drehrichtung umkehren kann, um für Kraftfahrzeuge einen angemessenen Verstellbereich im Rückwärtsgang zu schaffen, ohne daß ein separat betätigbares Umkehrgetriebe vorgesehen werden muß. Es wurde aber herausgefunden, daß eine solche Anordnung einen niedrigeren Wirkungsgrad als die Anordnung der vorliegenden Erfindung aufweist, da sie, wie noch erläutert werden wird, zu einer höheren Rezirkulation von Leistung durch die Anordnung hindurch führt. Diese Leistungsrezirkulation bedeutet einen erhöhten Aufwand, da zur Übertragung der rezirkulierenden Leistung das Getriebe stärker ausgeführt sein muß,als es sonst nötig wäre.
Bei der vorliegenden Erfindung wird der Stillstand bei vollem Eingriff so gelegt, daß er an einem
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Ende des Versteirbereichs des stufenlosen Getriebes auftritt. Dies bedeutet, daß die Drehrichtung des dritten "Gliedes des Planetengetriebes nicht umgekehrt werden kann., um beispielsweise einen angemessenen Verstellbereich im Rückwärtsgang für «in Kraftfahrzeug zu schaffen, indem einfach das Übersetzungsverhältnis des stufenlosen Getriebes geändert wird. In der Praxis kann die Getriebeanordnung so ausgeführt sein, daß an dem besagten einen Ende des Verstellbereichs das dritte Glied gerade seine Drehrichtung umzukehren beginnt, so daß der kritische Zustand vermieden wird, der vorhanden sein würde, wenn der Stillstand bei vollem Eingriff genau am Ende des Verstellbereichs des stufenlosen Getriebes auftreten würde.
Die notwendige Bereitstellung des Vorwärts- und Rückwärtsgangs erfolgt bei der erfindungsgemäßen Getriebeanordnung durch eine separate Zahnradübersetzung für Vorwärts- und Rückwärts. Hierdurch wird die in dem Getriebe rezirkulierende Leistung herabgesetzt.
Da in- der erfindungsgemäßen Getriebeanordnung kein Teil des Verstellbereichs des stufenlosen Getriebes zur Bereitstellung des Rückwärtslaufs der Anordnung verwendet wird, kann darüber hinaus ein höheres Übersetzungsverhältnis im Vorwärtsgang erzielt werden, wenn zürn Vergleich eine Anordnung -herangezogen wird, in der ein Teil des Verstellbereichs des stufenlosen Getriebes für den Rückwärtsgang aufgebraucht wird.
Gewühschtenfalls können bei der erfindungsgemäßen Getriebeanordnung die Verstellbereiehe im Vorwärts-
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und Rückwärtsgang auch gleich groß gemacht werden. Dies ist von besonderem Vorteil, wenn die Erfindung bei schweren Kraftfahrzeugen angewendet wird wie z. B. Erdbewegungsgeräten.
Die Zahnradtriebe für Vorwärts- und Rückwärtsgang können von irgendeinem geeigneten Typ sein. Beispielsweise kann es sich um eine Zahnradübersetzung für den Vorwärtsgang und eine Zahnradübersetzung für den Rückwärtsgang handeln, die wahlweise mittels einer Klauenkupplung in die Kraftübertragung eingeschaltet werden können. In einigen Kraftfahrzeugen mit Quermotor, wie sie augenblicklich hergestellt werden, ist eine derartige Übersetzung für Vorwärts- und Rückwärtsgang im Endantrieb des Fahrzeuges vorgesehen, und in einem solchen Fall würde natürlich das dritte Glied des Planetengetriebes unmittelbar mit einer solchen existierenden Zahnradanordnung für Vorwärts und Rückwärts verbunden werden. Wenn eine solche Zahnrad anordnung für Vorwärts und Rückwärts nicht "Eeil des Endantriebs ist, wird sie separat vorgesehen.
In einer bevorzugten Ausführungsform sind das Antriebselement des stufenlosen Getriebes mit dem Sonnenzahnrad des Planetengetriebes und das Abtriebselement des stufenlosen Getriebes mit dem Ringzahnrad des Planetengetriebes verbunden. Diese Ausführung setzt die in dem Getriebe rezirkulierende Leistung noch weiter herab.
Bei einer ebenfalls bevorzugten Ausführung ist das stufenlose Getriebe ein "Riemengefr/ebc" wie oben definiert. In einem solchen EaIl ist eine Zahnradübersetzung zwischen dem Abtrieb des Riemengetriebes und dem Glied des Planetengetriebes vorgesehen, mit
dem das Abtiiebselernent verbunden ist, um dieses Glied mit umgekehrter Drehrichtung wie das Abtriebselement anzutreiben. Dies ist notwendig, da die Antriebs- und Abtriebselemente des Riemengetriebe in der gleichen Richtung umlaufen, während die beiden Glieder des Planetengetriebes, mit denen sie verbunden sind, normalerweise in einander entgesetzten Richtungen umlaufen müssen.
Bei einigen Reibungsantrieben laufen die Antriebs- und Abtriebselemente ohnehin in einander entgegengesetzten Richtungen um. Dabei braucht dann keine Zahnradübersetzung zwischen den Elementen des stufenlosen Getriebes und den Gliedern des Planetengetriebes vorgesehen' zu werden, um die "richtige Drehriehtung zu erhalten.
In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel der Erfindung dargestellt.
Fig. 1 ist eine sehematische Darstellung einer Getriebeanordnung mit kontinuierlich veränderlichem Übersetzungsverhältnis für ein Kraftfahrzeug, in der die Erfindung verwirklicht ist;
Fig. 2 ist eine grafische Darstellung der Veränderung des Rezirkulationsfaktors mit dem Übersetzungsverhältnis des Riemengetriebes in einer erfindungsgemäßen Getriebeanordnung verglichen mit einer Anordnung, die keine separate Zahnradanordnung für den Rückwärtsgang einsetzt.
In der Zeichnung ist ein stufenloses Getriebe vom Typ des Riemengetriebes als Ganzes mit 10 bezeichnet, die Antriebsscheibe des Getriebes trägt die Nummer 11 und die Abtriebsscheibe die Nummer 11a.
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Die Scheiben sind durch einen nicht dargestellten Riemen oder eine solche Kette verbunden, und zumindest eine der Scheiben besitzt einen veränderlichen Laufradius für den Riemen, so daß durch Veränderung dieses Laufradius das Verhältnis zwischen den Drehgeschwindigkeiten der Eingangsund Ausgangselemente 11 bzw. 11a verändert werden kann. Die Veränderung.des Laufradius der veränderlichen Scheibe oder der veränderlichen Scheiben wird normalerweise hydraulisch herbeigeführt.
Das Eingangselement 11 ist mit dem Zahnrad eines als Ganzes mit 13 bezeichneten dreigliedrigen Planetengetriebes verbunden. Das Ringzahnrad 14 des Planetengetriebes ist über einen Zahnradtrieb 11b mit dem Ausgangselement Ha eines stufenlosen Getriebes verbunden. Der Zahnradtrieb Hb ist so ausgeführt, daß das Ringzahnrad 1K in der dem Sonnenrad 12 entgegengesetzten Richtung umläuft .
Das dritte Glied des Planetengetriebes wird durch einen Planetenträger 15 gebildet, der eine Anzahl von Planetenzahnrädern trägt, von denen eines bei 16 dargestellt ist. Die Planetenzahnräder sind mit dem Sonnenrad 12 und dem Ringzahnrad 14 im Eingriff. Gewünsentenfalls können statt der einfachen Planetenräder Planetenradanordnungen verwendet werden. Der Planetenträger 15 ist mit einer Abtriebswelle 17 verbunden, auf der ein Klauenkupplungsglied 18 aufgekeilt ist. Nicht dargestellte Steuereinrichtungen dienen zum Verschieben des Klauenkupplungsgliedes 18 längs der Welle 17, so daß es entweder an den Klauen 19 eines Vorwärts-Zahnrades
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oder den Klauen 21 eines Rückwärts-Zahnrades 22 angreift. Das Vorwärtszahnrad I9 kämmt mit einem weiteren Zahnrad 23 auf der Endabtriebswelle 24. Diese Welle trägt noch ein weiteres Zahnrad 25, welches mit einem Losrad 26 in Eingriff steht, welches wiederum mit dem Rückwärtszahnrad 22 kämmt.
Die Anordnung ist so getroffen, daß an einem Ende des Verstellbereichs des Getriebes 10 das Sonnenzahnrad 12 und das Ringzahnrad 14 mit solchen Drehzahlen in einander entgegengesetzten Richtungen umlaufen, daß der Planetenträger I5 im wesentlichen stehenbleibt. Wenn das Übersetzungsverhältnis des Getriebes 10 von diesem Ende des Verstellbereichs weg verändert wird, beginnt der Planetenträger 15 in einer Richtung umzulaufen und behält diese Umlaufrichtung bei, während das Übersetzungsverhältnis des Getriebes 10 über den ganzen Verstellbereich bis zu dessen anderem Ende verändert wird. Wie bereits oben erwähnt, kann an dem Ende des Verstellbereichs, an dem der Planetenträger I5 stationär bleibt und dementsprechend ein Stillstand bei vollem Eingriff der Zahnräder vorliegt, das Übersetzungsverhältnis des Getriebes 10. und der Zahnradübersetzung lib so sein, daß der Planetenträger I5 dazu neigt, äußerst langsam.in entgegengesetztem Sinn umzulaufen, um sicherzustellen, daß ein Stillstand bei vollem Eingriff tatsächlich erreicht werden kann.
Im normalen Betrieb dreht sich die Abtriebswelle I7 in der entgegengesetzten Richtung zum Eingangselement 11 des stufenlosen Getriebes, und um,
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wenn die Getriebeanordnung in einem Kraftfahrzeug angebracht ist, einen Vorwärtsantrieb zu erreichen, wird das Klauenkupplungsglied 18 gemäß der Zeichnung nach links verschoben, um an den Klauen 19 des Vorwärts zahnrades 20 anzugreifen. Hierdurch wird die Endabtriebswelle 24 über das Zahnrad 23 angetrieben, wobei die Zahnräder 20 und 23 die Drehrichtung der Abtriebswelle VJ umkehren, so daß die Endabtriebswelle 24 in der gleichen Richtung umläuft wie das Eingangselement 11.
Für den Rückwärtsgang jedoch wird das Klauenkupplungselement 18 so verschoben, daß es an den Klauen 21 des Rückwärtszahnrades 22 angreift. Das Zahnrad 25 wird dann über das Losrad 26 angetrieben. Auf diese Weise wird ohne Änderung der Drehrichtung der Welle VJ die Endabtriebswelle 24 in der dem Eingangselement 11 des stufenlosen Getriebes entgegengesetzten Richtung angetrieben.
Wie bereits erwähnt,ist eine Anordnung wie die der Zahnräder 20, 22, 23, 25 und 26 in einigen Fahrzeugen mit Quermotor bereits vorgesehen, und es wäre in einem solchen Fall lediglich notwendig, die Abtriebswelle VJ mit dem Eingang einer solchen Anordnung zu-verbinden.
Durch den Einsatz einer separaten Übersetzung für den. Rückwärtsgang der Getriebeanordnung wird, wie erwähnt,-die Rezirkulation von Leistung in der Getriebeanordnung vermindert. Dies ist grafisch in Fig. 2 dargestellt, in der der Reζirkulationsfaktor,
d h rezirkulierende Leistung ü Überset-α· n* Motorleistung , uoer dem uoersetzungsverhältnis des Riementriebs, d. h. über Ausgangsdrehzahl des Riementriebs
Ausgangsdrehzahl des Riementriebs f„ findun_s_ Eingangsdrehzahl des Riementriebs'1^ elne eriinüungs gemäße Getriebeanordnung in der Kurve A aufgetragen ist
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Bei dem in der Kurve A aufgetragenen Beispiel ist die Ausführung so gewählt, daß der Stillstand bei vollem Eingriff bei einem Übersetzungsverhältnis des Riementriebs von 0,333 vorliegt.
Die Kurve B der Fig. 2 ist eine Vergleichskurve für eine Getriebeanordnung, bei der keine separate Zahnradanordnung für den Rückwärtsgang verwendet wird und bei der der Rückwärtsgang ausschließlich aus der Kombination eines Riemengetriebes und eines Planetengetriebes gewonnen wird, wie oben bereits diskutiert worden ist. Bei dieser Anordnung stellt sich der Stillstand bei vollem Eingriff bei einem höheren Übersetzungsverhältnis des Riementriebs ein, bei dem dargestellten Beispiel bei 0,5* und es kann aus einem Vergleich der Kurven A und B gesehen werden, daß für ein vorgegebenes Übersetzungsverhältnis des Riementriebes eine erfindungsgemäße Getriebeanordnung weniger rezirkulierende Leistung ergibt. Beispielsweise zeigt bei einem Übersetzungsverhältnis des Riementriebes von 1,0 die Kurve A einen ReZirkulationsfaktor von ungefähr 0,725* während die Kurve B einen Rezirkulationsfaktor von 0,92 ergibt.
Wie ebenfalls bereits vorstehend festgehalten, kann der Anteil der rezirkulierenden Leistung weiter reduziert werden, indem das Ringzahnrad 14 mit der Abtriebsscheibe 11 und das Sonnenzahnrad 12 mit der Antriebsscheibe 11 des stufenlosen Getriebes verbunden werden. Dies rührt daher, daß in einem Planetengetriebe das Sonnenzahnrad, das Ringzahnrad und der Planetenträger Drehmoment in den Verhältnissen
1 · R · - fR + 1Ϊ wobPi -R - Zähnezahl des Ringzahhrades ι . κ . ui +i), woDei ά - zähnezahl des Sonnenzahnrad
zähnezahl des Sonnenzahnrades überträgt.
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Wenn nun illustrationshalber angenommen wird, daß (R + 1) einen Wert von 4 hat, ist ersichtlich, daß die Drehmomentbelastung des Sonnenzahnrades und des Ringzahnrades eine bzw. drei Einheiten beträgt, während sich die Drehmomentbelastung des Planetenträgers auf 4 Einheiten beläuft.
Wenn dies auf das in Fig. 1 dargestellte Getriebe angewendet wird, bei dem der Planetenträger das Abtriebselement des Planetengetriebes ist, so ist die Drehmomentbelastung des Zahnrades x, welches mit dem Ringzahnrad 14 verbunden ist, 3 Einheiten. Wenn das Übersetzungsverhältnis der Zahnradverbindung lib so gewählt ist, daß die Drehmomentbelastung auf dem Zahnrad ζ der Übersetzung 4 Einheiten beträgt, ergibt sich, daß das von der Abtriebsscheibe 11a des Riementriebs, mit der das Zahnrad ζ verbunden ist, geforderte Drehmoment ebenfalls 4 Einheiten ausmacht.
Wenn angenommen wird, daß die Getriebeanordnung eine äußere Drehmomenteingabe vom Motor des Fahrzeugs auf die Scheibe 11 von einer Einheit erhält und der Riementrieb in einem Verhältnis von Antriebsdrehzahl zu Abtriebsdrehzahl von 2 : 1 arbeitet, so ist erkennbar, daß diese äußere Drehmomenteingabe von einer Einheit nur ein Ausgangsdrehmoment an der Scheibe 11a von zwei Einheiten bewirken kann. Die verbleibenden 2 Einheiten des Drehmoments, die an der Abtriebsscheibe 11a erforderlich sind, müssen daher von einer weiteren Drehmomenteingabe auf die Eingangsscheibe 11 herrühren, die durcli"uber die Welle y, die das Sonnenrad mit der Antriebsscheibe 11 verbindet, rezirkulierendes Drehmoment gegeben ist.
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In dem betrachteten besonderen Beispiel ist das Übersetzungsverhältnis zwischen dem Sonnenrad 12 und der Antriebsscheibe 11 eins, und es ist daher das über die Welle y rezirkulierende Drehmoment gleich der Drehmomentbelastung auf dem Sonnenrad und hat daher den Betrag 1.
Das gesamte Eingangsdrehmoment auf der Scheibe 11 beträgt somit 2 Einheiten, was das erforderliche Ausgangsdrehmoment von 4 Einheiten ergibt, wenn bei einem Verhältnis der Eingangsdrehzahlen von 2 : gearbeitet wird.
Wenn nun eine Getriebeanordnung betrachtet wird, die derjenigen in Fig. 1 ähnlich ist, bei der jedoch das Ringzahnrad 14 als Ausgangsglied des Planetengetriebes wirkt, bei dem eine Ausgangsmoment von 4 Einheiten über die Welle 17 geliefert wird, und bei dem der Planetenträger 15 mit dem Zahnrad χ verbunden ist, so ergibt sich, daß die Drehmomentbelastung auf dem Sonnenrad und dem Planetenradtrager 4/5 bzw. 15/5 ist, wenn davon ausgegangen wird, daß (R + 1) wieder bei einem Betrag von 4 Einheiten bleibte
Wenn erneut davon ausgegangen wird, daß der äußere Drehmomenteingang auf der Antriebsscheibe 11 eine Einheit beträgt und das Übersetzungsverhältnis zwischen dem Sonnenzahnrad 12 und der Eingangsscheibe 1 ist, beträgt der Drehmomenteingang auf der Scheibe 11 die Summe des äußeren Eingangs von einer Einheit und des rezirkulierenden Drehmoments auf der Welle y von 4/5 Einheiten.
Wenn das Übersetzungsverhältnis der Zahnradverbindung lib die gleiche bleibt, wie sie im vorangehenden Beispiel verwendet wurde* kann gezeigt werden,
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daß das Ausgangsdrehmoment, welches an der Abtriebsscheibe 11a erforderlich ist, 64/9 Einheiten beträgt. Mit einem gesamten Drehmomenteingang von 7/3 Einheiten auf der Scheibe 11 kann ein Ausgangsdrehmoment von 64/9 auf der Scheibe Ha erreicht werden, wenn ein Verhältnis von Eingangsdrehzahl zu Ausgangsdrehzahl von 64/21 : 1 für den Riementrieb verwendet wird.
Aus den beiden vorstehenden Beispielen ist ersichtlich, daß, wenn der Planetenträger eingesetzt wird, um ein Ausgangsdrehmoment des Planetengetriebes von 4 Einheiten zu liefern, das rezirkulierende Drehmoment eine Einheit beträgt, während, wenn das Ringzahnrad verwendet wird, um ein Ausgangsdrehmoment von 4 Einheiten zu liefern, das rezirkulierende Drehmoment 4/3 Einheiten beträgt. Das rezirkulierende Drehmoment ist daher die Drehmomentbelastung auf dem Sonnenzahnrad 12 multipliziert mit dem Übersetzungsverhältnis zwischen dem Sonnenzahnrad 12 und der Eingangsscheibe 11, wobei dieses Übersetzungsverhältnis in den vorstehend beschriebenen Beispielen 1 beträgt. Ersichtlich ist somit das rezirkulierende Drehmoment und dementsprechend die rezirkulierende Leistung geringer, wenn der Planetenträger 15 als Ausgangsglied des Planetengetriebes gewählt wird.
Es können auch andere Typen von stufenlosen Getrieben in der erfindungsgemäßen Getriebeanordnung eingesetzt werden, z. B. die eingangs schon erwähnten Reibungsantriebe. Wenn die Drehrichtung des Ausgangselements eines solchen Reibungsantriebes wie gewöhnlich der Eingangsdrehrichtung entgegengesetzt ist, ist eine Zahnradverbindung wie Hb zur Umkehr des Drehsinns nicht erforderlich.
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Durch die Erfindung Ist eine Getriebeanordnung mit kontinuierlich veränderlichem Übersetzungsverhältnis geschaffen, die einen hohen Wirkungsgrad aufweist und einen vergleichsweise geringen Raumbedarf besitzt.
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Claims (6)

  1. Patentansprüche.
    (1J Getriebeanordnung mit kontinuierlich veränderlichem Übersetzungsverhältnis mit einem stufenlosen Getriebe mit Antrieb und Abtrieb, gekennzeichnet durch folgende Merkmale ι
    a) Es ist ein dreigliedriges Planetengetriebe (13) vorgesehen, welches aus einem Sonnenzahnrad (12), einem Ringzahnrad (14) und einem Planetenträger (15) mit Planetenzahnrädern oder Planetenzahnradanordnungen besteht, die mit dem Sonnenzahnrad (12) und dem Ringzahnrad (14) in Eingriff stehen;
    b) zwei Glieder (12, 14)_ des Planetengetriebes sind mit dem Antrieb (11) bzw. dem Abtrieb (Ha) des stufenlosen Getriebes (10) so_ verbunden, daß bei normaler Betriebsweise die beiden Glieder (12, 14) des Planetengetriebes (13) in einander entgegengesetzter Richtung umlaufen;
    c) Es ist ein wahlweise betätigbares Getriebe (20, 23, 22, 26, 25) mit Vorwärts- und Rückwärtslauf mit einem Antrieb (17) und einem Abtrieb (24) vorgesehen, dessen Antrieb (17) mit dem dritten Glied (15) des Planetengetriebes (13) verbunden ist;
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    OR(GiMAL INSPSCTED
    d) die Verbindung zwischen dem Abtrieb (Ha) des stufenlosen Getriebes (10) und dem Glied (14) des Planetengetriebes (13) ist derart ausgebildet, daß an einem Ende des Verstellbereichs des stufenlosen Getriebes (10) ein Stillstand bei vollem Eingriff vorliegt.
  2. 2. Getriebeanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Antriebselement (11) des stufenlosen Getriebes (10) mit dem Sonnenzahnrad (12) des Planetengetriebes (IJ) und das Abtriebselement (Ha) des stufenlosen Getriebes (10) mit dem Ringzahnrad (14) des Planetengetriebes (15) verbunden sind.
  3. 3. Getriebeanordnung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das stufenlose Getriebe (10) ein Riemengetriebe ist und eine Zahnradübersetzung (Hb) zwischen dem Abtriebselement (Ha) des Riemengetriebes und dem Glied (14) des Planetengetriebes (13) vorgesehen ist, mit dem das Abtriebselement (Ha) verbunden ist und das Glied (14) in dem Abtriebselement (Ha) entgegengesetzter Richtung antreibt.
  4. 4. Getriebeanordnung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das stufenlose Getriebe (10) ein Reibungsantrieb ist, dessen Abtriebselement in dem Antriebselement entgegengesetzter Richtung umläuft.
  5. 5· Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebe (20, 23, 22, 26, 25) mit Vorwärts- und Rückwärtslauf einen Zahnradsatz (20, 23) für den Vorwärtslauf und einen Zahnradsatz (22, 26, 25) für den
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    Rückwärtslauf umfaßt, die wahlweise mittels einer Klauenkupplung (18, 19, 21) zur Übertragung der Leistung einschaltbar sind.
  6. 6. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 5 für ein Fahrzeug, dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebe (20, 23, 22, 26, 25) den Endantrieb des Fahrzeugs bildet.
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DE19762651629 1975-11-15 1976-11-12 Getriebeanordnung Withdrawn DE2651629A1 (de)

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Application Number Priority Date Filing Date Title
GB47198/75A GB1515687A (en) 1975-11-15 1975-11-15 Transmission assemblies

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DE2651629A1 true DE2651629A1 (de) 1977-05-26

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Application Number Title Priority Date Filing Date
DE19762651629 Withdrawn DE2651629A1 (de) 1975-11-15 1976-11-12 Getriebeanordnung

Country Status (6)

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JP (1) JPS5279171A (de)
AU (1) AU1962776A (de)
DE (1) DE2651629A1 (de)
FR (1) FR2331721A1 (de)
GB (1) GB1515687A (de)
SE (1) SE7612751L (de)

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