DE2719663A1

DE2719663A1 - Mechanisches getriebe

Info

Publication number: DE2719663A1
Application number: DE19772719663
Authority: DE
Inventors: Daniel R Mclarty
Original assignee: Textron Inc
Current assignee: Textron Inc
Priority date: 1976-09-10
Filing date: 1977-05-04
Publication date: 1978-03-16
Also published as: IT1081439B; MX144118A; FR2364377A1; BR7702793A; JPS5334216A; US4098146A; CA1063387A; FR2364377B1; GB1565281A

Description

Patentanwälte Dipl. Ing. Hans-Jürgen Müller Dr. rer. nat. Thomas Berendt

Dr.-Ing. Hans Leyh Lucila-Grahn-StraB· 38 O 8 München 80

TEXTRON INC.

40 Westminster Street, Providence, Rhode Island 02903/USA

File: 624

Mechanisches Getriebe

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Die Erfindung betrifft ein mechanisches Getriebe, insbesondere ein Planetengetriebe.

Bekannte Getriebe dieser Art sind mechanisch und konstruktiv sehr komplex aufgebaut, sie unterliegen einem starken Verschleiß und zeigen eine starke Wärmeentwicklung, weshalb sie sich im allgemeinen nicht zum Antrieb relativ kleiner Fahrzeuge eignen, wie z.B. Golfwagen, Gartenwagen, Schneepflügen und dergleichen.

Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe der eingangs genannten Art konstruktiv und mechanisch einfacher zu bauen. Das Getriebe soll sich insbesondere für relativ kleine Fahrzeuge eignen, die häufigen Belastungsänderungen ausgesetzt sind, es soll eine einfache Betätigungseinrichtung aufweisen, um wahlweise die Geschwindigkeit innerhalb eines begrenzten Bereiches sowie Vorwärtsantrieb, Halt und Rückwärtsantrieb einstellen zu können, ohne den das Getriebe antreibenden Motor abschalten zu müssen. Das Getriebe soll mit einem überlastungsschutz versehen sein, wobei ein Rollkontakt zwischen den einzelnen umlaufenden Teilen des Getriebes aufrechterhalten und eine Blockierung des Motors vermieden werden soll. Die einzelnen zu schaltenden Teile des Getriebes sollen leicht schaltbar sein, um die Schaltkraft klein zu halten, ferner soll der Antrieb auch bei laufendem Motor vollständig abgeschaltet werden können. Das Getriebe soll wenig Raum beanspruchen, leicht ein- und ausbaubar sowie einfach zu warten und zu reparieren sein. Schließlich soll es einfach aufgebaut sein, einen relativ hohen mechanischen Wirkungsgrad haben und seine Herstellungskosten sollen niedrig sein.

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Beispielswelse Ausführungsformen der Erfindung werden nachfolgend anhand der Zeichnung Im einzelnen erläutert, In der

Fig. 1 im Längsschnitt ein Getriebe nach der Erfindung zeigt.

Fig. 1A zeigt vereinfacht eine manuell betätigbare Steuer-Wähl-Einrichtung für das Getriebe nach Fig. 1.

Fig. 2 zeigt das Getriebe nach Fig. 1 in Ansicht von rechts, wobei Teile entfernt sind, um einen Einblick in das Innere des Getriebes zu erhalten.

Fig. 3 zeigt in auseinandergezogener perspektivischer Darstellung einen Planetenträger des Getriebes.

Fig. 4 zeigt das Getriebe nach Fig. 1 in Ansicht von links, wobei das Gehäuse teilweise entfernt ist.

Fig. 5 zeigt eine Seitenansicht zur Darstellung von Steuerungsteilen.

Fig. 6 zeigt in auseinandergezogener perspektivischer Darstellung einen lastempfindlichen Verschiebe-Steuerungs-Mechanismus nach Fig. 1, wobei Teile weggelassen sind, um einen Einblick ins Innere des Mechanismus zu geben.

Fig. 7 und 8 zeigen vergrößert den Schiebe-Mechanismus des Getriebes.

Fig. 9 zeigt in Form eines Diagramms Federcharakteristiken bei Verwendung des Mechanismus nach Fig. 1.

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Fig. 10 zeigt in Form eines Diagramms Betriebscharakteristiken, nämlich das Ausgangsdrehmoment für verschiedene gewählte Übersetzungsverhältnisse.

Fig. 1 zeigt ein Getriebe nach der Erfindung mit einer Eingangs-Antriebswelle 10, die sich kontinuierlich drehen kann, beispielsweise angetrieben von einer nicht gezeigten Brennkraftmaschine, wobei diese Drehung z.B. umgeformt wird in die Funktionen Vorwärtsantrieb, Halt, oder Rückwärtsantrieb einer Ausgangswelle 11, wobei die Einstellung oder Steuerung mit Hilfe eines Steuerbolzens 12 erfolgt, der wahlweise längsverstellbar ist, wobei ferner dieser Bolzen 12 auch wahlweise im Winkel verschiebbar ist, um den Antrieb vollständig auszurücken, um eine neutrale Stellung einzustellen, beispielsweise zum Parken oder zum Ziehen des jeweiligen Fahrzeuges. Das Getriebe wird beschrieben in Verbindung mit einem kleinen Fahrzeug, beispielsweise einem Gartenfahrzeug, einem Schneepflug oder dergleichen, wobei der Motor etwa 10 bis 20 PS haben kann, die erfindungsgemäßen Merkmale können jedoch in einem weiteren Bereich angewendet werden. Eine Fernbetätigung des Steuerelementes hängt von der Anwendung und der Bequemlichkeit ab, wobei das nach außen ragende freie Ende des Elementes 12 beispielsweise bei einer manuellen Betätigung mit eine« nach außen vorstehenden Steuerarm 12* (Fig. 1A) versehen sein kann, der an dem Steuerbolzen 12 unterhalb einer geeignet geschlitzten Deckplatte 13* befestigt sein kann, die etwas versetzte, längsverlaufende Führungsschlitze für den Arm 12* hat für Vorwärtsbewegung und Rückwärtsbewegung (Versetzung (f 1), die ferner eine wesentlich größere Versetzung a 2 hat, um eine Drehung des Bolzens 12 von etwa 30° zu ermöglichen, von einer Halteposition in eine neutrale Position, wie noch beschrieben wird.

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Das Getriebe ist in einem relativ kleinen topfförmigen Gehäuse 13 angeordnet, in dessem geschlossenen Ende die Eingangswelle 10 mit Hilfe eines Kugellagers 14 gelagert und durch eine Dichtung 15 abgedichtet ist. Das Steuerelement ragt verschiebbar und abgedichtet bei 16 durch einen oberen Teil des geschlossenen Endes des Gehäuses 13. Das Gehäuse ist durch einen abnehmbaren, glockenförmigen Deckel 17 geschlossen, der eine zentrale Nabe hat, in welcher die Ausgangswelle 11 gelagert ist mit Hilfe eines Nadellagers 18 und eines Kugellagers 19, wobei die Lager einen Abstand voneinander haben und sie ist durch eine Dichtung 20 geeignet abgedichtet. Die Wellen 10 und 11 haben teleskopartige Enden, d.h. die Welle 10 greift ins Ende der Welle ein und ist dort durch ein Nadellager 21 gelagert. Eine Belastung ist schematisch durch ein Kegelrad 22 auf der Ausgangswelle 11 angedeutet.

Nachfolgend wird das Planetensystem beschrieben.

In dem Gehäuse 13 und als Teil einer vollständigen UnterBaugruppe, die von der Eingangswelle 10 getragen wird, ist ein Planetenträger 25 mit Hilfe eines Lagers 26 auf der Welle 10 montiert. Der Planetenträger 25 trägt in bestimmten Winkelabständen eine Mehrzahl von Planetenrollen 27 und eine Mehrzahl von Planetenzahnrädern 28 in gleichen Winkelabständen zwischen den eräteren, wodurch Planetenrollen und Planetenzahnräder miteinander verbunden werden. Vorzugsweise sind drei Planetenrollen 27 und drei Planetenzahnräder 28 vorgesehen. Jede Rolle 27 hat vorstehende Stützenden 29, die drehbar in Nadellagern 30 gelagert sind, die ihrerseits in Büchsen 31 abgestützt sind, wobei die letzteren durch radiale Führungsschlitze 32 im Planetenträger 25 gehalten oder geführt sind, wie anhand von Fig. 3 noch im einzelnen beschrieben wird.

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Jede Rolle 27 1st ein einzelnes stabiles Element mit zwei gleichen Rollkontaktflächen 33, 33', die eine konkave Kegelstumpfform haben. Die Flächen 33, 33* sind Im wesentlichen axial und radial nach außen abgeschrägt und jede der Flächen 33, 33* kann die Umdrehungsfläche eines Kreisbogens um eine Achse außerhalb des Kreises sein, von welchem der Bogen genommen wird.

Das Planetengetriebe hat zwei gleiche Sonnenräder 35, 35', die unabhängig axial auf einer Antriebshülse 36 verschiebbar sind, wobei die Hülse 36 bei 37 drehfest mit der Eingangswelle 10 verbunden ist. Eine Kupplung in Form einer axial flexiblen, aber torsionssteifen Platte 34 ist vorgesehen, um eine drehfeste Verbindung von der Hülse 36 zu Aussparungen 34' in den Sonnenrädern 35, 35* herzustellen. Die Außenflächen der Sonnenräder 35, 35' sind konvex und entgegengesetzt zueinander schrägverlaufend, wobei jede vorzugsweise die Umdrehungsfläche eines Kreisbogens mit einem Radius ist, der kleiner ist als der des Kreisbogens, der die entsprechenden Planetenflächen 33, 33' definiert. Gegenüberliegende Federscheiben oder Federn 38 sind auf der Hülse 36 durch Schnappringe 39 gehalten, um eine vorgegebene axiale Kraft auf die Sonnenräder 35, 35* auszuüben und diese gegen die entsprechenden Planetenflächen 33, 33' anzudrücken, wodurch eine radial nach auswärts gerichtete Kraft entsteht, welche die Planetenrollen 27 nach außen zu verschieben sucht. Dieser Verschiebung und Kraft wirkt eine entsprechende axial nach innen gerichtete Kraft entgegen, die durch zwei Reaktionsringe 40, 40* aufgebracht wird, die drehfest im Gehäuse 13 gehalten sind. Diese Halterung und die Steuerung sowie die Veränderung der Kraft auf die Reaktionsringe 40, 40' wird weiter unten im Detail in Verbindung mit der Steuerung durch den Stab 12 und dem lastempfindlichen Verschiebemechanismus beschrieben. Die nach innen gerichteten

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Rollkontaktflächen der Reaktionsringe 40, 40 * können ähnlich wie die der Sonnenräder 35, 35* jeweils durch eine Umdrehungsfläche eines Kreisbogens gebildet sein, dessen Radius kleiner ist als der des Kreisbogens, der die Planetenflächen 33, 33* definiert. Das Zahnrad-Planetensystem umfaßt ein Antriebsoder Sonnenrad 41, das bei 37 drehfest mit der Welle 10 verbunden ist und axial durch und zwischen Schnappringen 42, 43 zusammen mit der Hülse 36, den Innenringen der Lager 14, 26 und axialen Distanzstücken 44, 45 gehalten ist. Das Zahnrad ist in forwährendem Eingriff mit den Planetenrädern 28 und die letzteren sind in fortwährendem Eingriff mit den nach innen gerichteten Zähnen eines Zahnringes 46, der von einer Platte 46' getragen wird, die drehfest mit der Ausgangswelle verbunden ist. Zur vollständigen Abschaltung oder Ausrückung des Antriebs ist der Zahnring oder Zahnkranz 46 frei auf der Platte 46' drehbar, während unter Antriebsbedingungen ein beweglicher Arm 23 einer Klauenkupplung, der schwenkbar auf der Platte 46 montiert ist, durch Einrichtungen 24 federbelastet wird, um in einen einer Vielzahl von Schlitzen im angrenzenden Ende des Zahnkranzes 46 einzugreifen. Jedes Planetenrad 28 ist, wie die Fig. 1, 2 und 3 zeigen, bei 47 auf einem Trägerzapfen 48 nadelgelagert, der durch Einrichtungen 49 fest als Teil des Planetenträgers 25 gehalten wird. Der Planetenträger 25 besteht, wie Fig. 3 zeigt, im wesentlichen aus einer Anordnung aus einer Halterung 50 für die Planetenrollen und einem Käfig 51 für die Planetenzahnräder, die durch Schrauben 52 zusammengeschraubt sind. Die Halterung 50 besteht im wesentlichen aus einem kontinuierlichen plattenartigen Ring 53 an dem Ende, an dem die Halterung gelagert ist und sie ist mit. ,bogenförmigen Segmenten 54 versehen, die sich axial erstrecken und im Winkel im Abstand voneinander angeordnet sind, um Platz für die Planetenrollen in den entsprechenden radial geschlitzten Führungen 32 zu schaffen. Der Käfig 51 hat ringförmige Platten 55, 56, die im axialen

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Abstand voneinander angeordnet und durch Distanznieten 57 gehalten sind. Die Platte 55 hat drei Vorsprünge, die an den entsprechenden Segmenten 54 mit Hilfe von Schrauben befestigbar sind. Die Platte 56 ist kreisförmig und geeignet in Winkelabständen gebohrt, um die drei Lagerzapfen 48 für die Planetenräder aufzunehmen bzw. abzustützen. Wie die Fig. 2 und 3 zeigen, sind die fluchtenden zentralen öffnungen 55', 56' der Platten 55 und 56 etwas größer als der Außendurchmesser des Zahnrades 41.

Nachfolgend wird die Betätigung der Reaktionsringe 4O, 40' beschrieben.

Bei der Beschreibung dieses Mechanismus wird Bezug auf die Fig. 4, 5 und 6 genommen, wobei durch diesen Mechanismus eine drehfeste Abstützung der Reaktionsringe 40, 40* möglich ist und die Einstellung der Schaltstange 12 automatisch lastabhängig korrigierbar ist. Die Einrichtung umfaßt eine torsionselastische Aufhängung einer axial vorbelasteten Baugruppe, die auseinandergezogen im unteren Teil der Fig. 6 dargestellt ist, sowie nockenbetätigte Einrichtungen, die der Schaltstange 12 zugeordnet sind und die ebenfalls in auseinandergezogener Darstellung gezeigt sind. Die Verschiebeachse der Schaltstange 12 verläuft longitudinal und parallel zu der Mittelachse der Planetenanordnung, d.h. zur Achse der Reaktionsringe 40, 40*. Die wahlweise Einstellung der Stange 12 wird über Nockeneinrichtungen 61 und einen Nockenfolger in Form eines bogenförmigen Bügels 62 in entsprechende Änderungen der Belastung übertragen, wobei der Bügel 62 bei 63 schwenkbar mit einem axial ortsfesten Punkt des Gehäuses verbunden ist. Der Drehzapfen 63 ist einer von zwei solcher Zapfen, die im wesentlichen diametral gegenüberliegend an entsprechenden Armen des Bügels 62 angeordnet sind. Eine Nockenfolgerolle 64 an einem Fuß 64* in der Mitte

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des Bügels 62 folgt der Position der Verschiebestange über eine Führung oder einen Schlitz 65 in der Nockeneinrichtung 61. Die Halterung oder Führung für die Zapfen 63 ist in Fig. 2 gezeigt und sie besteht aus gleichen diametral gegenüberliegenden Blöcken 66, die am Gehäuse 13 befestigt sind, wobei jeder Block einen bogenförmigen Führungskanal 67 aufweist, in welchem der jeweilige Zapfen 63 axial gehalten ist mit einer begrenzten Bewegungsfreiheit für eine bogenförmige Verschiebung.

Die Belastungseinheit umfaßt im Abstand angeordnete äußere Hülsen 68, 69, die axial mit den entsprechenden Ringen 40, 40' fluchten. Der Radius, an dem die Büchse 68 am Ring 40 anliegt, ist bei 68* zwischen gestrichelten Linien schattiert in Fig. 6 gezeigt, während der andere Ring 4O* in einem mit einem Bund versehenen Teil 69' der Büchse 69 sitzt. Die Büchse 68 umfaßt im Abstand angeordnete Bügel 70, die bei 70' ausgespart sind, um die augenblickliche axiale Position eines ersten Hebel- oder Kurbelabschnittes 71 von jedem der beiden Arme des Bügels 62 zu erfassen und dieser nachzufolgen, während ein zweiter Kurbelabschnitt 72 jedes Bügelarmes benutzt wird für eine entsprechende axiale Nachführung der anderen Büchse 69. Da die Kurbeln 71, 72 auf gegenüberliegenden Seiten der Achse des Drehzapfens 63 angeordnet sind, sind die axialen Verschiebungen der Büchsen 68, 69 bei einer Betätigung des Bügels oder Joches 62 gleich, aber entgegengesetzt gerichtet. Es sind steif-elastische Federringe 74, z.B. Tellerfedern, vorgesehen, um eine Vorbelastung über die Büchsen 68, 69 auf die Ringe 40, 40* auszuüben, wobei der äußere radiale Rand der Federn 74 auf die Büchse 68 einwirkt(nach rechts in den Fig. 1,5 und 6), während ein diametral sich erstreckender Träger 75 die gleiche aber entgegengesetzte Kraft vom inneren Rand der Federn 74 aufnimmt. Zwei Verbindungsstäbe 76 verbinden die diametral

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gegenüberliegenden Enden des Trägers 75 mit entsprechend diametral gegenüberliegenden Punkten der Büchse 69, 69', so daß die Federwirkung auf den Träger 75 direkt in eine Federwirkung auf die Büchse 69 übertragen wird, die nach links in Fig. 1, 5 und 6 gerichtet ist. Jede Verbindung eines der Verbindungsstäbe 76 mit einem Ende des Trägers 75 umfaßt, wie Fig. 6 zeigt, ein Führungsstück 77, das einen längsverlaufenden Kanal aufweist, um den zugehörigen Verbindungsstab 76 aufzunehmen und zu positionieren, wobei der den Kanal oder die Aussparung enthaltende Teil seinerseits in einem nach auswärts ausgesparten Ende des Trägers 75 liegt. Bunde 78 an jedem Teil 77 liegen am Träger 75 an den Rändern jeder seiner Aussparungen an und eine Unterlagsscheibe unter dem Kopf jedes Verbindungsstabes 76 legt sich gegen die Bunde 78 des zugehörigen Führungsstückes 77 an. Eine Aussparung 72' im,in Längsrichtung gesehen, mittleren Bereich jedes Führungsstückes 77 wirkt mit dem Kurbelstück 72 zusammen, um einer Verschiebebewegung der Nockenrolle 64 entsprechend zu folgen.

Aus der vorgehenden Beschreibung ergibt sich, daß der augenblickliche axiale Abstand der Ringe 40, 40' immer und nur eine Funktion der augenblicklichen Winkelposition des Bügels oder Joches 62 um seine Drehzapfen 63 ist. Die Kraft, mit der dieser Abstand der Ringe 40, 40* gehalten wird, ist diejenige, die erforderlich ist, um ein Gleichgewicht mit der augenblicklichen radialen, nach außen gerichteten Verschiebungskraft der Planetenrollen 27 zu erreichen. Die relativ große mechanische Übersetzung aufgrund des Radius R1 der Nockenrolle gegenüber den Radien R2 der Betätigungskurbeln (Fig. 5) führt zu einer entsprechend reduzierten Reaktionskraft längs der Verschiebeachse der Schaltstange 12, wobei jedoch zweckmäßigerweise die Kraftkennlinie der Federn 74 so gewählt wird, daß eine Vorbelastungskraft entgegengesetzt zu der radial nach

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außen gerichteten Verschiebungskraft der Planetenrollen 27 erzeugt wird, daß eine nominale oder Halte-Position des Joches 62 natürlich aufrecht erhalten wird. Irgendeine eingestellte Verschiebung der Stange 12 aus ihrer Halte-Position führt daher nur zu einer differentiellen Betätigung der entsprechenden Enden der Belastungsanordnung, so daß die Stärken der Kräfte auf relativ nierigen Niveaus gehalten werden können, so daß die Reaktion auf das Gehäuse oder auf den Steuermechanismus nur minimal ist.

Beide Enden der Verbindungsstäbe 76 verlaufen durch fluchtende öffnungen in jedem der Ringe 40, 40* und in der radialen Wand von jedem der Bügel 70, so daß alle Teile der Baugruppe zueinander im Winkel festgelegt sind. Die Büchse 69 ist ferner mit diametral gegenüberliegenden Paaren von im Winkelabstand angeordneten Armen 80 versehen, wobei zwischen jedem Paar der Arme 80 eine vorgespannte Druckfeder 81 angeordnet ist, die z.B. auf Scheiben 82 aufsitzt. Ein merklicher Teil jeder Scheibe 82 ragt radial über die Arme 80 hervor, um einen torsionselastischen Eingriff mit angrenzenden Seitenwandbereichen von diametral gegenüberliegenden Aussparungen 83 im Gehäuseteil 17 zu schaffen, wie in Fig. 4 gezeigt, wobei die Federn 81 in Fig. 2 weggelassen sind, um die Führungsblöcke 66 für die Drehzapfen des Joches 62 zu zeigen.

Der obere nicht-drehbare Steuerteil von Fig. 6 umfaßt eine Halteplatte 85, z.B. aus Blech, die eine Führung für die Stange 12 bildet und vergrößerte äußere Enden 86, 86* hat, um eine Befestigung mit Hilfe von Schrauben 90 am Innern des Gehäuses 13 (Fig. 2) zu ermöglichen. Die Stange 12 hat eine in Umfangsrlchtung verlaufende Nut für die Längspositionierung und Nachführung des gegabelten Endes 92* eines Bolzens 92 nahe dem benachbarten Endstück 61. Ein Arm 87 ist

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am Plattenteil 86 befestigt und ragt von diesem aus vor und er bildet eine Führung für einen Schieberblock 88, wobei der Arm mit einem Schwalbenschwanz 89 versehen ist, in welchem der Schieberblock 68 angeordnet und verstellbar positioniert werden kann mit Hilfe der Einstellung einer Führungsschraube oder Schraubenspindel 91, wie in Fig. 2 gezeigt. Das Ende der Platte 61 ist bogenförmig gekrümmt zur Führung zwischen im Abstand angeordneten Schultern 94 einer querverlaufenden Nut im Block 88 und es sind auf den Schultern des Blockes Kappen 95 angeordnet, die die Nut ausreichend überlappen, um das Ende 93 der Steuerplatte 61 aufzunehmen und zu halten. Die Steuerplatte 61 und ihr Nocken 65 umfassen somit einen Bereich von Winkelpositionen der Nockenrolle 64 um die Wellen 10, 11 und über diesen Bereich ist die Nockenrolle 64 in ständigem Eingriff mit dem Nocken 65.

Aus Fig. 8 ergibt sich, daß bei einer axialen Verschiebung der Stange 12 der Bolzen 92 die Steuerplatte 61 um ein Momentanzentrum 93* des abgerundeten Endes 93 der Platte 61 in eine Längsposition verschwenkt, die durch die Einstellung der Schraube 91 für den Block 88 in seiner Führung 89 bestimmt ist. Eine solche Verschiebung der Platte 61 ändert die Augenblickslage des Eingriffs der Nockenrolle 64 am Nocken 65, wodurch dem Joch 62 eine Verschiebebewegung bzw. eine Drehung um seine Drehzapfen 63 erteilt wird, wodurch direkt der axiale Abstand und damit die Druckwirkung der Ringe 40, 40* und ebenso der Belastungszustand der Federn verändert wird. Die Position des Blockes 88 wird vorzugsweise mit Hilfe der Schraube 91 derart eingestellt, daß der Augenblicks-Mittelpunkt 93*in derselben radialen Ebene um die Wellen 10, 11 liegt, wie die wirksame Mitte der Nocken rolle 64 in der Haite-Position. Die wirksame Längsposition des Verschiebearmes 12', wenn er in dem breiten Schlitz zwischen der Halte-Position und der neutralen Position ist, wird so ein-

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gestellt, daß die wirksame Achse des Nockens 65 in dieser selben radialen Ebene liegt (gestrichelt gezeichnete Position 65* in Fig. 8). In der Halteposition ist somit keine Reaktionsbelastung wirksam, um die Gabel 62 aus der Halteposition zu verschieben.

Nachfolgend werden die Tellerfedern und ihre Belastung beschrieben.

Jede Positionseinstellung des Abstandes der Reaktionsringe 4O, 40* wird begleitet von einer Positionsverschiebung der Planetenrollen 27 in radialer Richtung gegen die Vorbelastung der Sonnenräder 35, 35' (infolge des kombinierten Effektes der Federn 38). Die Feder 74 entlastet die Kraft auf die Steuerstange 12, die Charakteristik und die Vorbelastungsstärke der Feder 74 werden jedoch so gewählt, daß sie im wesentlichen die augenblickliche axiale Reaktionskraft der Federn 38 ausgleichen oder aufheben. Mit Bezug auf die Positionierung der Steuerstange 12 hängt das nutzbare Antriebsverhältnis immer hauptsächlich von der laufenden Positionseinstellung der Steuerstange 12 und der Korrekturmodifikation des Schwenkwinkels des Joches 62 ab, wie sie für diese Einstellung aufgrund des Einflusses der Reaktionsbelastung auf die Federn und die Nocken 65, 64 erreicht wird. Bei der vorliegenden Ausführungsform, bei der Vorwärtsantrieb , Halt und Rückwärtsantrieb wahlweise zur Verfügung stehen, steht die Halte-Position (Ausgangsgeschwindigkeit Null) sowohl unter Last als auch ohne Last zur Verfügung. Die Position der Steuerstange 12, die erforderlich ist, um die Halte-Position zu bewirken, ist immer dieselbe, die Nockenrolle 64 nimmt jedoch verschiedene Positionen längs des geraden Abschnittes des Nockens 65 ein, abhängig von der Belastungsbedingung. In jedem Fall wirkt diese Federwirkung zwischen den inneren Federn 38 und dem Ausgleich durch die äußeren Federn 74 immer auf den Mechanismus

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ein, wie sich auch aus Flg. 9 ergibt.

FUr die Federn 38, 74 werden vorzugsweise Tellerfedern verwendet, da sie einen negativen Federkoeffizienten für axiale Verformungen haben, die jenseits der Verformung liegen, bei der Ihr positiver Federkoeffizient endigt. Dieser positivnegative Charakter des Federkoeffizienten 1st bei solchen Federn vorhanden, die z.B. In Form von kegelstumpfförmigen Ringen ausgebildet sind (Tellerfedern), aber auch bei solchen Federn, die zusätzlich radial geschlitzt oder andere Merkmale haben. Die Verwendung der Bezeichnung Tellerfedern soll daher nicht als Beschränkung auf kegelstumpfförmige, ringförmige Federn verstanden werden. In der bevorzugten Ausfuhrungsform der Erfindung werden die Federn 38 unter einer solchen Vorbelastung gehalten, daß ihre Wirkungsweise im gesamten negativen Teil ihres Federkoeffizienten erhalten bleibt.

Fig. 9 ist eine vereinfachte Darstellung der Arbeitsweise der äußeren vorbelasteten Ausgleichsfedern 74, die die Reaktionskraft der Federn 38 für die Sonnenräder ausgleichen. Die ausgezogene Kurve stellt die Charakteristik der Feder 74 dar, wobei die axiale Kraft in Form eines zunehmenden Geschwindigkeitsverhältnisses ausgedrückt und aufgetragen ist, wobei die Vorwärtsrichtung als positiv genommen wurde. Der gewählte nutzbare Bereich der Feder 38 ist derjenige über dem Teil der Kurve mit negativer Federrate zwischen den Grenzen 100 und 101 der Vorwärts- und Rückwärtsübersetzung, d.h. der Geschwindigkeit der Ausgangswelle 11 bezüglich der Geschwindigkeit der Eingangswelle 10. Dieses Geschwindigkeitsverhältnis ist Null für den Halte-Zustand 102. Bei größeren Geschwindigkeitsverhältnissen in Vorwärtsrichtung werden die Ringe 40, 40' stärker zusammengepreßt (Feder 74 wird weniger belastet), während für geringere Geschwindigkeitsverhältnisse

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einschließlich Rückwärtsgang die Ringe 40, 40' weiter voneinander weg verschoben werden (Feder 74 stärker belastet bzw. zusammengedrückt), alles in Übereinstimmung mit den Positionen des Joches 62 nach Fig. 5. über den Bereich 100, 101 gemäß Fig. 9 werden somit die Ringe 40, 40', die bei 101 am weitesten getrennt sind, im Laufe einer Verschiebung durch die Position "Halt" weiter zusammengebracht. Während dieser Verschiebung in dieser Richtung durch den Bereich 101, 1OO wird die Feder 74 progressiv entspannt oder entlastet, jedoch im Hinblick auf ihre negative Federrate in diesem Bereich nimmt die Vorbelastungskraft der Feder 74 zu. Verschiebungen, die die Ringe 40, 40* weiter voneinander entfernen, sind begleitet durch eine abnehmende Vorbelastungskraft der Feder 74.

Bei einer angenommenen Bedingung, in der "Halt" der gewünschte Gleichgewichtszustand ist, (d.h. wenn die Schaltstange 12 in ihrer Halte-Position ist und bei geringem oder keinem Last-Reaktionsmoment bei 22), äußert sich die Reaktions-Charakteristik der vorbelasteten Federn 38 (gestrichelte Kurve) als eine Spreizkraft zwischen den Ringen 40, 40', d.h. als ein Reaktionsmoment im Gegenuhrzeigersinn auf das Joch 62 im Sinne der Fig. 5 und 6 und sie ist so gewählt, daß sie die ausgezogene Kurve im Halte-Punkt 102 überkreuzt oder ausgleicht. Bei einer Verschiebung der Schaltstange 12 von der Halte-Position in die Vorwärtsrichtung entsteht eine gerichtete Differenzkraft F1, zwischen dem inneren und dem äußeren Federsystem (System 38 vorherrschend). Die Zusammenpressung des äußeren Ringes, die von der Entstehung dieser Kraft F1 begleitet war, führt zu einer radialen Einwärtsverschiebung der Planetenrollen 27 und einer Auseinanderspreizung der Sonnen räder 35, 35', wodurch sich das Übersetzungsverhältnis und damit die Ausgangsdrehzahl ändern. Wegen der genannten negativen Charakteristik der Federsysteme erfolgt die Verschiebung der Planetenräder schnell bei nur schwach zunehmendem Widerstand.

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Bei einer Verschiebung der Schaltstange von der Halte-Position in die Position "Rückwärts", entsteht eine ähnliche aber entgegengesetzt gepolte schwache Differenzkraft F2 (System vorherrschend), wodurch die Planetenrollen 27 schnell radial nach außen gedrängt und verschoben werden, infolge der axialen Annäherung der Sonnenräder 35, 35*. Somit sind bei jeder Geschwindigkeitswahl mit Hilfe der Schaltstange 12 die maximalen Reaktionskräfte F1 und F2 relativ klein, jedoch von solcher Polarität, daß sie die Rückkehr der Einrichtung in die Halte-Position unterstützen, wobei sie jedoch dem Widerstand ausgesetzt sind, der bei der Rückstellung der Schaltstange 12 in ihre Halteposition entsteht. Bei einem manuell betätigbaren Wahlsystem, wie z.B. mit Hilfe des Schiebearmes 12', sollte vorzugsweise wenigstens der Vorwärts-Führungsschlitz ein Gummiband oder dergleichen aufweisen (schematisch in Fig. 1Ά durch die gestrichelte Linie dargestellt), um diesen Zug-Widerstand zu erhöhen und damit eine gegebene Vorwärts-Position des Armes 12* beizubehalten.

Bei den meisten Anwendungsfällen arbeitet der insoweit beschriebene Mechanismus einwandfrei. Die Fig. 5 und 6 zeigen jedoch ein weiteres Merkmal, um eine stärkere Federkraft zu erzeugen, um das Joch 62 und die Nockenrolle 64 aus den äußersten Vorwärts-Positionen weg zu verschieben. Zu diesem Zweck ist ein Bügel 96 an der Büchse 68 befestigt und er hält das mit einem Kopf versehene Ende eines langgestreckten Führungsstabes 97 mit rechteckigem oder quadratischem Querschnitt, der gegen Drehung durch gegenüberliegende Wände einer radial geschlitzten Aussparung 98 im Fuß 64 gehalten ist. Eine Druckfeder 99 auf dem Stab 97 ist gegen den Fuß 64' vorbelastet und zwischen Büchsen 99' angeordnet, wobei die Vorbelastung durch eine Schraube 97' einstellbar ist. Wenn das Joch 62 nach rechts verschoben wird (Wahl der Vorwärtsrichtung), wird der Fuß 64' verschoben , um die Feder 99 weiter zusammen-

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zudrücken, mit der Folge, daß die Feder 99 das Joch 62 in die neutrale Position oder eine die Vorwärts-Position nicht voll erreichende Position zurückzudrängen sucht.

Ferner können äußere Einrichtungen vorgesehen werden, um die Halte-Position der Schaltstange 12 beizubehalten, wie anhand von Fig. 1A erläutert wurde.

Nachfolgend wird die Arbeitsweise des Getriebes beschrieben.

Bei einer beispielsweisen Ausführungsform mit einem 20 PS-Motor zum Antrieb der Welle 10 über einen Bereich, der in Fig. 9 gezeigten Geschwindigkeitsverhältnisse, wobei die Grenzen und 101 entsprechend in der Größenordnung von + 0,4:1 und - 0,15:1 liegen, kann vorteilhafterweise ein Planetenrad-Verhältnis von 2:1 verwendet werden, wobei das Sonnenrad 41 und der Zahnkranz 46 entsprechend 28 bzw. 56 Zähne haben können und drei Planetenräder 28 mit je dreizehn Zähnen auf einem Kreis mit einem Durchmesser von 9,2 cm (3,6 Zoll) umlaufen. Ferner wurden Planetenrollen 27 verwendet, bei denen der Krümmungsradius der konkaven Rollflächen 3,54 cm (1,385 Zoll) beträgt, wobei ein 40°-Bogen dieses Radius verwendet wird, um die konkaven Umdrehungsflächen zu erzeugen, wobei der Mittelpunkt des Krümmungsradius um 4 cm (1,58 Zoll) zu der Rollenachse versetzt ist, um mit diesem Planetenrollenaufbau zusammenzuarbeiten. Jedes Sonnenrad und jedes Reaktionsrad hat eine konvexe Rollflächenkrümmung mit einem Radius von 2,71 cm (1,066 Zoll), wobei ein 40°-Bogen dieses Radius um 2,54 cm (1 Zoll) gegen die Sonnenradachse versetzt ist, und ein 20°-Bogen dieses Radius um 9,2 cm (3,63 Zoll) gegen die Achse der Reaktionsringe versetzt ist, um die entsprechenden konvexen Umdrehungsflächen zu erzeugen. Die Teile laufen in einem Reibungsöl, wobei ein geeignetes Ul ein synthetisches Kohlenwasserstofföl der Firma Monsanto ist, das unter dem Namen SANTOTRAC-50 bekannt ist.

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In der Halt-Einstellung des Joches 62 1st bei der vorbeschriebenen Ausführungsform der wirksame Radius des Umlaufkreises der Planetenrollen 27 derart, daß der Planetenträger 25 mit annähernd einem Drittel der Drehzahl der Eingangswelle 10 und in derselben Richtung wie diese rotiert. Bei Vorwärts-Richtung oder Vorwärtsdrehung (an der Welle 11) dreht sich der Planetenträger 25 mit mehr als einem Drittel der Drehzahl der Eingangswelle, beispielsweise bis herauf zu annähernd zwei Drittel der Drehzahl der Eingangswelle. Bei Rückwärts-Richtung oder Riickwärtsdrehzahl dreht sich der Planetenträger 25 mit weniger als einem Drittel der Drehzahl der Eingangswelle, beispielsweise herab bis zu annähernd einem Viertel der Drehzahl der Eingangswelle. In jedem Fall ist es der wirksame augenblickliche Radius des Umlaufkreises der Planetenrollen, der diese Rotation des Planetenträgers bestimmt und es ist die laufende Schwenkstellung des Joches 62, die den wirksamen Umlaufkreisradius bestimmt.

In der Halte-Stellung ist die Nockenplatte 61 in der bei 61' in Fig. 8 gezeigten Lage; wird die Schaltstange 12 nach vorne geschoben, für Vorwärtsantrieb, so nimmt die Platte 61 in Fig. 8 die in ausgezogenen Linien dargestellte Position ein. Bei Null-Belastung oder im wesentlichen bei Null-Belastung ist die Nockenrolle 64 mit Hilfe der Federn 81 vorzugsweise nahe dem Ende des Nockens 65 angeordnet, das am nächsten zum Bolzen 92 liegt und damit um ein wesentliches Stück radial versetzt zum Drehzentrum 93* der Nockenplatte 61. Bei einem Vorwärtsantrieb einer Last entsteht somit in einer ersten Richtung ein Gegendrehmoment, das vom Gehäuse 13 über die Federn 81 und die äußere Druckring-Anordnung aufgenommen wird (unterer Teil von Fig. 6), wobei dieses Gegendrehmoment eine Winkelverschiebung dieser äußeren Druckring-Anordnung gegen die Federn 81 mit sich bringt. Das maximale Ausmaß dieser Winkelverschiebung ist in Fig. 7 mit &> bezeichnet und durch die Länge des Nockens 65 bestimmt, wobei die Verschiebung

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aus progressiven kleinen Schwenkwinkelverschiebungen des Joches 62 um seine Drehzapfen 63 bezüglich deren Halteposition gebildet wird. Bei Rückwärtsantrieb einer Last entsteht ein gleiches Gegendrehmoment in entgegengesetzter Richtung, der Nockenfolger 64 wird jedoch in Richtung des benachbarten Endes des Nockenschlitzes 65 gedrückt und bleibt damit in seiner in Fig. in ausgezogenen Linien gezeigten Position über den kleineren Bereich des Rückwärtsantriebes. Der kleinere Bereich /? für Rückwärtsantrieb und der größere Bereich )f für Vorwärtsantrieb sind in den Fig. 5 und 9 gezeigt.

Eine automatische Abwärts- und Aufwärtsverschiebung oder Abwärts- und Aufwärtsschaltung (downshifting, upshifting) ist charakteristisch für die beschriebene Einrichtung, wobei Bezug auf Fig. 10 genommen wird.ⁿFig. 10 ist das Betriebsverhalten dargestellt, wenn der Nocken 65 der Platte 61 sich negativ um einen Winkel θ₁ von etwa 5° (für den Haltezustand) bezüglich einer radialen Ebene der zentralen Achse 10, 11 sich neigt, wobei dieser Winkel in Fig. 8 gezeigt ist. Fig. 10 zeigt ferner, daß ein maximales Vorwärts-Ubersetzungsverhältnis von 0,4 ohne Belastung erreichbar ist bei einer Neigung des Nockens 65 von θ₂ von etwa 20° in positiver Richtung bezüglich derselben radialen Ebene.

Für irgendeine gegebene Vorwärts-Wahl, beispielsweise dem maximalen Verhältnis von 0,4:1 zwischen der Drehzahl der Ausgangswelle 11 und derjenigen der Eingangswelle 10, ist eine zunehmende Belastung charakterisiert duch eine normale Drehzahlreduzierung oder einem Drehzahlabfall infolge des inneren Schlupfes bis etwa 50% des maximalen Ausgangsdrehmomentes abgegeben wird, entsprechend Punkt A in Fig. 10 und zwar bei einer beispielsweisen gegebenen Vorbelastung der Federn 81. Der Punkt A liegt auf einer ersten geneigten Fluchtlinie zum Punkt A¹ wobei diese Fluchtlinie den Einsatz eines Last-

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reaktionsmomentes bestimmt, das ausreicht, die Verschiebung der Nockenrolle 64 abwärts am Nocken 65 einzuleiten. Diese Bewegung führt notwendigerweise zu einer axialen Abwärtsverschiebung der Nockenrolle 64 und einer entsprechenden Drehung des Joches 62 um die Zapfen 63. Der Umfang der Abwärtsverschiebung hängt von der Lastmoment-Reaktion über die Federn 81 ab und führt (zusammen mit dem normalen Schlupf) zu einer steileren Ansprech-Charakteristik vom Punkt A (Ausgangsdrehmoment etwa 5,75 mkp bzw. 500 in-lb.) zum Punkt B (Ausgangsdrehmoment etwa 10 mkp bzw. 880 in-lb.). Eine solche Abwärtsverschiebung wird durch eine Drehzahlreduzierung begleitet von 0,4 auf etwa 0,35 beim Punkt A und auf etwa 0,1 im Punkt B. Der Punkt B liegt auf einer zweiten geneigten Fluchtlinie (alignment) zum Punkt B' und er ist bestimmt durch die Tatsache, daß die Nockenfolgerolle 64 zum anderen Ende des Nockens 65 nahe dem Drehzentrum 93' gelangt ist. Eine weitere Reaktion auf ein zunehmendes Lastmoment kann vom Nocken 65 nicht mehr ausgeführt werden (wegen seiner gegebenen Neigung oder Steigung), die Arbeitsweise folgt daher der Linie B-C parallel zum ursprünglichen Arttieg von Null-Belastung zum Punkt A bis irgendein Teil des Rollsystems den Zug oder Antrieb (traction) unterbricht.

Entsprechende Interpretationen von Fig. 10 können für eine Mehrzahl von durch die Schaltstange 12 gewählten Neigungen des Nockens 65 gemacht werden. Bei einem anfänglichen Null-Last-Übersetzungsverhältnis von z.B. 0,285:1, fällt die Drehzahl mit der normalen Schlupfrate bis zum Schnittpunkt bei A" mit der Linie A-A¹, worauf eine Lastmoment-Reaktion wirksam wird, die die Nockenrolle in ihrer Bahn abwärts am Nocken verschiebt. Dies wird fortgesetzt bis die Nockenrolle 64 am unteren Ende des Nockens 65 anliegt, was durch den Punkt B" auf der Linie B-B¹ bezeichnet ist, wobei in diesem Punkt das Ausgangsdrehmoment etwas mehr als 80% des Maximalmomentes beträgt und das Übersetzungsverhältnis sich nach unten verschoben hat

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auf annähernd 0,08:1.

Fig. 10 zeigt ferner die geradlinige Charakteristik, die bei einem Null-Last-Übersetzungsverhältnis von etwa 0,09: 1 beginnt und mit der normalen Drehzahl-Abfallrate über ihre gesamte Länge ansteigt, wobei keine Richtungsänderung in den Schnittpunkten A'¹' mit der Linie A-A¹ oder B¹¹¹ mit der Linie B-B¹ erfolgt. Diese Charakteristik ist anwendbar für die gestrichelte Position 65* des Nockens 65 in Fig. 8, wobei der Nocken 65 in einer radialen Ebene, d.h. senkrecht zur Getriebeachse liegt.

Der beschriebene Verlauf der Drehzahlreduzierung bei der Wahl einer übersetzung von 0,4:1 und über die Punkte A und B (und für alle niedrigeren Vorwärts-Übersetzungsverhältnisse) liegt innerhalb einer äußeren Hüllkurve (Kurve in ausgezogenen Linien), die die theoretische Arbeitsweise repräsentiert, in welcher 90% der Grenzbelastung der in Rollkontakt stehenden Teile als Sicherheitsgrenze angenommen wird. In anderen Worten, eine Rollkontakt-Kraftübertragung kann mit diesen Teilen auch bei höheren Belastungen erreicht werden, 90% sind jedoch eine geeignete zuverlässige und sichere Begrenzung. Die Verlängerung der voll ausgezogenen Kurve A-B über den Punkt B hinaus ist nur verwendbar, wenn der Nocken 65 eine größere Länge hat, wobei noch einmal bemerkt wird, daß die Arbeitskurve in Richtung C vom Punkt B aus weiterläuft, weil die Nockenrolle 64 das Ende des hier verwendeten Nockens 65 erreicht hat.

Fig. 10 zeigt ferner in einer anderen fest ausgezogenen Kurve den Rückwärtsantrieb bis zu einem Rückwärts-Ubersetzungsverhältnis von 0,146:1. Vom Null-Last-Zustand aus entsteht derselbe negativ geneigte normale Drehzahlabfall für zunehmende Lastmomente bis zu einem Punkt M (etwa 4,6 mkp bzw. 400 in-lbs.)

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jenseits welchem die ansteigende Kurve von M in Richtung M den Bereich vervollständigt, innerhalb welchem die oben genannte 90%ige Zugkraft begrenzung für das Getriebe gilt. Beispielsweise ist M der Punkt, in welchem diese 90%ige Begrenzung für das maximale Rückwärts-Ubersetzungsverhältnis erreicht ist und M¹ ist die entsprechende Grenze, die bei einer Wahl eines kleineren Rückwärts-Ubersetzungsverhältnisses von 0,1:1 erreicht wird.

Nachfolgend wird die Schaltung von Halte-Position in neutrale Position beschrieben.

Obwohl <f.as Getriebe manuell in Halte-Stellung geschaltet werden kann, d.h. in einen Zustand, in welchem das Getriebe läuft und voll mit der Ausgangswelle 11 verbunden ist, die Drehung der Ausgangswelle jedoch Null oder im wesentlichen Null ist, ist Vorsorge für eine echte neutrale Stellung getroffen, d.h. eine vollständige Trennung des Getriebes von der Ausgangswelle. Hierzu sind eine oder mehrere Kupplungsklauen 23 vorgesehen, die durch Drehung im Uhrzeigersinn (im Sinne von Fig. 1) vom Eingriff mit dem Zahnkranz 46 gelöst werden können, wodurch die Verbindung zwischen dem Zahnkranz 46 und seiner Tragplatte 46' getrennt wird. Diese Trennung oder Ausrückung wird bewirkt durch eine Drehung der Schaltstange um etwa 30°, wenn der Wählarm 12' im Winkel um den Betrag

ff 2 in dem Schlitz in der Platte 13* (Fig. 1A) verschoben wird.

Am hinteren Ende des Getriebes ist die Schaltstange 12 mit einem Kurbelarm 104 versehen, der mit geeigneten längsverlaufenden und radial verlaufenden Abkröpfungen versehen ist, so daß er bei allen Längs- und Winkeleinstellungen der Schaltstange 12 nicht am Zahnkranz 46 und an der Innenwand des Deckels 17 anstößt. Am Außenende hat der Kurbelarm 24 eine

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Stift/Schlitz-Verbindung mit einer Platte 105 in Form eines Hufeisens, das einen Durchmesser eines Nockengliedes 106 umgreift, wobei die Arme des hufeisenförmigen Teiles mit flexibel angebrachten Nasen 107 des Teiles 106 an diametral gegenüberliegenden Punkten verbunden sind. Das Nockenelement 106 ist bundartig ausgebildet und in Längsrichtung auf einer zylindrischen Fläche eines Schaftteiles 108 des Deckels 17 geführt, wobei axial vorstehende Zähne oder Nocken 109 am Teil 106 und an der angrenzenden Nabe des Deckels 117 vorgesehen sind, welche die axiale Verschiebung des Teiles 106 bestimmen und zwar aufgrund von Winkelverschiebungen, die durch den Kurbelarm 104 erteilt werden. Im Verlauf solcher Verschiebungen weg von der in Fig. 1 gezeigten Position biegt sich die Hufeisenplatte 105 und das angrenzende Ende des Kupplungsarmes 23 wird im Uhrzeigersinn gedreht, bzw. verschoben, wodurch der Eingriff im Zahnkranz 46 gelöst werden kann, wenn der Verschiebearm 12' in oder nahe dem neutralen Ende der Verschiebung (f ₂ ist.

Die ausgerückte Stellung bleibt, bis der Wählarm 12* in seine Halte-Position zurückgeführt wird, so daß die Feder den Kupplungsarm 23 wieder in Eingriff mit der nächsten verfügbaren Kupplungsklaue bzw. dem entsprechenden Schlitz im Zahnring 46 in Eingriff bringen kann. Werden der Zahnring und seine Platte 46* angetrieben, so wird der Kupplungsarm durch Zentrifugalkräfte derart beaufschlagt, daß der Eingriff aufrechterhalten bleibt. Sind zwei diametral gegenüberliegende Kupplungs-Einrichtungen 23 an der Platte 46' vorgesehen, so ist die Kupplungseinrichtung ausgeglichen bzw. ausgewuchtet (bezüglich der Achse der Welle 11), wird jedoch nur ein einziges Kupplungselement 23 verwendet, so ist zweckmäßigerweise ein an der Platte 46* befestigtes Gegengewicht 23* vorgesehen.

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Abänderungen des Erfindungsgegenstandes sind möglich. Beispielsweise kann der Nocken 65 anstatt geradlinig auch gekrümmt ausgebildet sein, was zweckmäßig sein kann für besondere nicht-lineare Charakteristiken. Ferner kann durch die Schraube 91 das momentane Drehzentrum des Nockens 61 wahlweise fest eingestellt oder kontinuierlich verändert werden.

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Claims

Patentansprüche

Getriebe mit einem Gehäuse und einer In diesem drehbar gelagerten Antriebswelle, gekennzeichnet durch zwei Im Abstand angeordnete Sonnenräder, die längsverschiebbar aber drehfest auf der Welle angeordnet sind, einem Sonnen-Zahnrad, das drehfest auf der Welle angeordnet 1st, Tellerfedern, die auf der Welle angeordnet sind und die Sonnenräder In Richtung einer relativen axialen Annäherung zueinander vorbelasten, eine Mehrzahl von gleichen Planetenrollen, die axial zwischen und in Rollkontakt mit den Sonnenrädern angeordnet sind, einen Planetenträger, der um die Wellenachse drehbar ist und im Abstand angeordnete radiale Führungen zur Positionierung der Planetenrollen auf in Winkelabständen angeordneten Achsen aufweist, die versetzt zur Wellenachse und in dem Planetenträger angeordnet sind, wobei jede Planetenrolle wenigstens einen im wesentlichen radialen Freiheitsgrad hat in ihrer geführten Winkelposition bezüglich des Planetenträgers, Planetenzahnräder, die von dem Planetenträger getragen sind und mit dem Sonnen-Zahnrad kämmen und die auf im Winkel im Abstand angeordneten Achsen versetzt zu der Wellenachse sitzen, zwei axial beweglichen Reaktionsringen, die eine torsionselastische drehfeste Abstützung im Gehäuse haben und in dauerndem Rollkontakt mit den Planetenrollen sind, eine drehbar im Gehäuse gelagerte Ausgangswelle, die mit der Achse der Antriebswelle fluchtet, ein auf der Ausgangswelle angeordneter Zahnring, der mit den Planetenzahnrädern kämmt, wahlweise betätigbare Verschiebeeinrichtungen, um den relativen axialen Abstand der Reaktionsringe zu variieren, wobei diese Verschiebeeinrichtungen ein Joch mit Armen auf-

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ORIGINAL INSPECTED

weisen, die schwenkbar am Gehäuse auf entgegengesetzten Seiten der Wellenachse abgestützt sind, erste Steuerverbindungen von einem Reaktionsring zu diesen Armen an einem ersten Punkt versetzt zur Schwenkachse und zweiten Steuerverbindungen des anderen Reaktionsringes zur einem zweiten Punkt versetzt zur Schwenkachse, wobei die ersten und zweiten Steuerverbindungen auf gegenüberliegenden Seiten der Schwenkachse des Joches angeordnet sind, ferner dadurch, daß die Verschiebeeinrichtung ein das Joch betätigendes Folgeelement aufweist, das von dem Joch(92) an einem Punkt getragen ist, der radial versetzt zur Joch-Schwenkachse ist, ein Steuerglied, das schwenkbar bezüglich des Gehäuses ist und eine langgestreckte Führung aufweist, die in dauerndem Eingriff mit dem Folgeelement über den Bereich der Winkelverschiebung der Reaktionsringe ist entsprechend einem Bereich einer Ausgangs-Belastung, daß ferner das Steuerglied so angeordnet ist, daß ein Ende dieser Führung das Joch (92) für das niedrigste übersetzungsverhältnis bei maximaler Ausgangs-Belastung positioniert, und daß wahlweise betätigbare Einrichtungen vorgesehen sind, um die Schwenkposition des Steuerelementes derart einzustellen, daß ein maximaler Bereich von Übersetzungsverhältnissen für niedrigere Ausgangs-Belastungen verfügbar ist.
2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet , daß die Führung in Form eines Nockens ausgebildet ist, der einen Teil des Steuergliedes bildet, und daß das Folgeelement ein Nockenfolgeelement ist, das dem Nocken folgt.
3. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet , daß die wahlweise betätigbare Einrichtung eine Schaltstange (12) aufweist, die in Längs-

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richtung In dem Gehäuse geführt 1st, und daß die Schaltstange eine Betätigungs-Verbindung mit dem Steuerglied hat.
4. Getriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuerglied einen Arm aufweist, der an einem Ende mit der Schaltstange (12) verbunden ist und dessen anderes Ende am Gehäuse anliegt, und daß die Führung zwischen diesen Enden sich erstreckt.
5. Getriebe mit einem Gehäuse, einer Eingangswelle und einer Ausgangswelle, die drehbar und fluchtend in dem Gehäuse angeordnet sind, gekennzeichnet durch einen Träger, der auf einer der Wellen befestigt ist, dauernd in Eingriff befindlichen drehbaren Elementen auf dem Träger und auf den Wellen, um diese mit veränderlichem Übersetzungsverhältnis zu kuppeln, torsionselastische Einrichtungen zwischen dem Gehäuse und den Getriebeelementen, um torsionselastische Winkelverschiebungen der Getriebeelemente als Funktion einer Lastmoment-Reaktion zu erzeugen, axial verschiebbare Reaktionsringe, die einen Teil des Getriebes bilden, um das Übersetzungsverhältnis zwischen Eingang und Ausgang entsprechend der relativen axialen Verschiebung der Ringe zu verändern, Einrichtungen mit einem Nocken, der am Gehäuse angebracht ist und einem Nockenfolger, der am Getriebe angebracht ist, um den axialen Abstand der Reaktionsringe und damit das übersetzungsverhältnis zwischen Eingang und Ausgang zu verändern, wahlweise betätigbare Einrichtungen zum variieren der effektiven Steigung des Nockens, der der Nockenfolger im Lauf einer Verschiebung der Anordnung folgt, wobei der Nocken bezüglich einer Null-Last-Position des Nockenfolgers derart angeordnet ist, daß eine zunehmende Verschiebung aufgrund des Belastungsmomentes den Nockenfolger in Richtung eines kleineren Übersetzungsverhältnisses verschiebt.

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6. Getriebe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Nocken geradlinig ausgebildet und mit einem Ende schwenkbar am Gehäuse angeordnet ist, und daß sein anderes Ende mit den wahlweise betätigbaren Einrichtungen verbunden ist.
7. Getriebe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Nocken langgestreckt ausgebildet ist, und daß der Bereich der Nockeneinstellungen durch die wahlweise betätigbare Einrichtung sich über einen Bereich von Neigungen bezüglich einer radialen Ebene erstreckt, die den Nockenfolger bei einem übersetzungsverhältnis von

Null enthält.
8. Getriebe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die wahlweise betätigbare Einrichtung eine Schaltstange aufweist, die in Längsrichtung bezüglich des Gehäuses geführt ist und daß die Schaltstange mit dem Nocken verbunden ist, um wahlweise dessen Stellung zu ändern.
9. Getriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaltstange im Winkel verschwenkbar ist, daß Kupplungseinrichtungen vorgesehen sind, die lösbar zusammenwirkende Elemente der Getriebeanordnung verbinden, und daß die Kupplungseinrichtung operativ mit der Schaltstange verbindbar ist und nur auf eine Drehbewegung der letzteren anspricht.
10. Getriebe nach Anspruch 9, gekennzeichnet durch Führungseinrichtungen, die ortsfest am Gehäuse angebracht sind und mit der Schaltstange zusammenwirken, um diese in Längsrichtung in allen Positionen zu führen, außer bei einem übersetzungsverhältnis von Null.

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11. Getriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaltstange einen radialen Arm aufweist, und daß die Führungseinrichtung eine Steuerplatte besitzt, die ortsfest bezüglich des Gehäuses angeordnet ist_;und daß die Steuerplatte mit einem Schlitz zur Führung des Armes versehen ist.
12. Getriebe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß dieser Schlitz einen querverlaufenden Abschnitt für das übersetzungsverhältnis Null aufweist, daß die Größe dieses Abschnittes derart ist, daß der Arm und die Schaltstange gedreht werden können, um die Kupplung zu lösen.
13. Getriebe mit einem Gehäuse, einer Antriebswelle und einer getriebenen Welle, die drehbar in dem Gehäuse auf einer gemeinsamen Achse angeordnet sind, einer Kupplungseinrichtung mit veränderlichem übersetzungsverhältnis, dadurch gekennzeichnet , daß die Kupplungseinrichtung eine Reaktionseinrichtung aufweist, die drehfest im Gehäuse angeordnet ist, ferner torsionselastische Einrichtungen für die drehfeste Abstützung, wodurch als Reaktion auf eine zunehmende Torsionsbelastung die Kupplungseinrichtung um die Achse verschoben wird gegen den zunehmenden Torsionswiderstand der elastischen Einrichtungen, daß ferner ein Steuerglied vorgesehen ist, um das Kupplungsverhältnis zwischen der Eingangswelle und der Ausgangswelle zu verändern, ferner ein Nocken und ein Nockenfolgeelement, die zum Zwecke dieser Verschiebung zusammenwirken, wobei der Nocken mit dem Gehäuse und das Nockenfolgeelernent mit dem Steuerglied verbunden ist, um die momentane Stellung des Steuergliedes zu verändern, und daß Einrichtungen vorgesehen sind, um die wirksame Neigung des Nockens zu verändern, wodurch die Rate, mit der das Kupplungsverhältnis aufgrund eines Lastdrehmomentes verändert wird, eine Funktion der momentanen Neigung des Nockens ist.

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