DE3429122C2 - - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein stufenlos verstellbares Getriebe, wie es entsprechend dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 durch die DE-PS 5 07 856 bekanntgeworden ist.

Das vorbeschriebene bekannte Getriebe weist eine über zwei benachbarte Kegelreibscheibenpaare umlaufend geführte Laschenkette auf. Die das jeweilige Übersetzungsverhältnis bestimmenden wirksamen Radien der umlaufenden Laschenkette werden bei dem bekannten Getriebe durch eine direkte radiale Führung der Laschenkette mittels je eines durchmesserveränderlichen inneren Bandwickels eingestellt, auf welchem sich die Laschenkette unter Zwischenschaltung von Wälzkörpern radial abstützt. Bei dem bekannten Getriebe sind jeweils die Achsen der beiden Scheiben eines Kegelreibscheibenpaares unter einem kleinen Winkel zueinander geneigt, so daß die Laschenkette die Kegelscheiben nur auf einem Teilstück eines Umschlingungsbogens berührt. Von der DE-PS 5 07 856 sind also ein radiales Führungsmittel für die Laschenkette sowie deren klemmkaftfreie Ein- und Ausführung innerhalb des Keilspalts eines Kegelreibscheibenpaares bekannt. Für die Kraftübertragungsverhältnisse zwischen den Kegelreibscheiben und der eine Zuglast übertragenden Laschenkette gelten mithin die Eytelwein'schen Bedingungen. Da also bei dem bekannten Getriebe das leistungsübertragende Medium von einem Zugmittel gebildet ist, tritt systembedingt unvermeidlich ein elastischer Schlupf auf.

Ausgehend von dem eingangs beschriebenen bekannten stufenlosen Getriebe (DE-PS 5 07 856), liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe einfacher Bauart zu verwirklichen, bei dem der vorbezeichnete elastische Schlupf nicht auftritt. Gemäß der Erfindung wurde diese Aufgabe entsprechend dem Kennzeichenteil des Patentanspruchs 1 gelöst.

Erfindungsgemäß dient nur der kraftschlüssig zwischen den jeweils beiden Kegelreibscheiben eingeklemmte Längenbereich der Laschenkette der Leistungsübertragung, während der nicht eingeklemmte Bereich der Laschenkette lastfrei ist und höchstens nur einer geringen, durch die Radialsteuerung bedingten, z. B. durch eine federbelastete Umlenkrolle hervorgerufenen Vorspannkraft unterliegt. Der beim bekannten Umschlingungsgetriebe vorhandene elastische Schlupf tritt deshalb beim erfindungsgemäßen Getriebe nicht auf.

Der durch die axiale Klemmkraft kraftschlüssig zwischen den Kegelreibscheiben fixierte Bereich der Laschenkette kämmt mit einem Zahnrad, dessen Abstand von der Drehachse der Kegelreibscheiben variabel ist und sich - selbsttätig oder zwangsgesteuert - entsprechend der Radiallage der Kette im Keilspalt einstellt. Um trotz des praktisch zuglastfreien Ein- und Auslaufs des umlaufenden Zugmittels innerhalb des Keilspalts hohe axiale Klemmkräfte zu erzielen, verlaufen jeweils die Achsen der beiden drehfest miteinander gekuppelten Kegelreibscheiben unter einem kleinen Winkel zueinander geneigt. Die Laschenkette ist deshalb ohne axiale Klemmkraft im Bereich größerer Querweite mit verstellbarem Radialabstand zu den Scheibenachsen in den Keilspalt zwischen den Kegelreibscheiben einführbar, dann mit einer bis zum Bereich geringster Querweite stetig anwachsenden und danach stetig abfallenden, elastischen Verformungen verursachenden axialen Klemmkraft kraftschlüssig mit den Reibscheiben verbunden und im Bereich größerer Querweite des Keilspaltes wieder klemmkraftfrei aus diesem herausführbar.

Hiernach stellt sich der wesentliche Aufbau des erfindungsgemäßen Getriebes wie folgt dar: Die Drehachsen der beiden synchron umlaufenden Kegelreibscheiben befinden sich zwar in einer Ebene, verlaufen aber in einem kleinen Winkel, beispielsweise in einem Winkel von 3°, geneigt zueinander. Durch die beiden Kegelreibscheiben an sich und durch deren Neigung zueinander entsteht so in zweierlei Hinsicht ein keilförmiger Spalt zur Aufnahme der Laschenkette. Einerseits ergibt der Kegelwinkel von beispielsweise 16° den sich radial nach innen verengenden Keilspalt zwischen den Kegelreibflächen. Andererseits bedingt der Neigungswinkel von z. B. 3° zwischen den Scheibendrehachsen jeweils bei gleichem Radialabstand einen Bereich größerer und einen Bereich geringerer Querweite zwischen den Kegelreibflächen.

Die Laschenkette wird klemmkraftfrei, d. h. die Reibflächen gerade noch nicht berührend und im übrigen praktisch zuglastfrei, in den Bereich größerer Querweite des umlaufenden Keilspalts eingeführt. Die Druckstäbe werden dann durch die bei konstantem Umschlingungsradius abnehmende Querweite zwischen den Reibscheiben auf einem partiellen Umfangsbereich des Kegelreibscheibenpaares festgeklemmt, bis - bedingt durch die Winkelstellung der beiden Scheibendrehachsen zueinander - die Kette wiederum klemmkraft- und im übrigen praktisch zuglastfrei aus dem Keilspalt herausgeführt werden kann.

Mit dem mit maximaler Kraft zwischen den beiden Reibflächen festgeklemmten Bereich der Laschenkette kämmt ein Zahnrad, über das im weitesten Sinne der An- oder Abtrieb erfolgt. Auf welchem Radius des Kegelreibscheibenpaars die Laschenkette läuft, ist davon abhängig, mit welchem Radialabstand zu den Scheibendrehachsen die in diesem Bereich lastfreie Kette in den Keilspalt eingeführt wird. Hierzu können besondere Kettenführungsmittel vorgesehen sein, welche zu den beiden Scheibendrehachsen hin- oder von diesen wegführbar sind. Da die Radiallage des kraftschlüssig im Keilspalt gehaltenen und mit dem Zahnrad kämmenden Teilbereichs der Kette veränderbar ist, hat die Erfindung mit diesem Teilbereich ein gewissermaßen umfangsvariables Zahnrad geschaffen. Im Unterschied zum Bekannten überträgt die Laschenkette gemäß der Erfindung keine Zugkräfte, so daß kein elastischer Umfangsschlupf auftritt. Beim erfindungsgemäßen Getriebe dienen die Laschenglieder lediglich der teilkreislinienförmigen und teilungsgerechten Positionierung der Druckstäbe in einem gewünschten Radialabstand, d. h. der Herstellung des kettenseitigen Eingriffsbereichs für das Zahnrad.

Weitere Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen und aus der Zeichnungsbeschreibung.

In den Zeichnungen sind bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung näher dargestellt. Es zeigt

Fig. 1 eine mehr schematische Seitenansicht eines Getriebes, teilweise geschnitten,

Fig. 2 eine Draufsicht auf das Getriebe gemäß Fig. 1, teilweise geschnitten,

Fig. 3 eine Draufsicht auf ein isoliert dargestelltes Kegelreibscheibenpaar,

Fig. 4 eine Vorrichtung zur Einlaufführung einer Laschenkette in Seitenansicht, zum Teil geschnitten,

Fig. 5 einen Schnitt durch die Führungsvorrichtung gemäß der Schnittlinie V-V in Fig. 4,

Fig. 6A-6C, Fig. 7A-7C und 8A-8C unterschiedliche Ausführungen von Druckstäben in axial unbelasteter Stellung (A-Figuren) und in axial belasteter Stellung zur kraftschlüssigen Drehmomentübertragung (B-Figuren) sowie Stirnansichten der in den B-Figuren dargestellten Druckstäbe (C-Figuren).

In den Fig. 1, 2 und 3 ist das Getriebe insgesamt mit der Bezugsziffer 10 bezeichnet. Das Getriebe 10 weist zunächst rechts in den Fig. 1 und 2 ein Kegelreibscheiben-Paar 11 auf, welches zwei Kegelreibscheiben 12, 13 besitzt. Jede Kegelreibscheibe 12, 13 ist jeweils auf einem zugehörigen Achsbereich 14, 15 einer bei 16 geknickten Achse auf Wälzlagern 47 gelagert. Außerdem ist in Fig. 3 angedeutet, daß die beiden Kegelreibscheiben 12, 13 zu ihrer drehfesten Kupplung miteinander Umfangsverzahnungen 45 aufweisen, die mit einer gemeinsamen Ritzelwelle 46 kämmen.

Die Drehachsen a, b der zugehörigen Achsbereiche 14, 15, auf welchen die kreiszylindrischen Grundkörper 17, 18 der Kegelreibscheiben 12 und 13 koaxial und orthogonal angeordnet sind, verlaufen jeweils mit einem kleinen Winkel α von z. B. 3° (s. ebenfalls Fig. 3) geneigt zueinander. Jede Kegelreibscheibe 12, 13 besteht demnach im wesentlichen aus dem jeweiligen kreiszylindrischen Grundkörper 17, 18 und einem damit einstückigen bzw. einstückig-stoffschlüssigen Kegel- bzw. Kegelstumpfkörper 19, 20 mit relativ flachem Kegelwinkel von z. B. 16°. Der Kegelwinkel β ist hierbei der sich jeweils zwischen der theoretischen Kegelgrundfläche F und der Kegelmantelfläche bzw. Kegelreibfläche 21, 22 ergebende Winkel. Der kleinste Winkel zwischen der Kegelmantelfläche (z. B. Reibfläche 21) und der Mittelebene M ist mit γ (im hier gewählten Beispiel 13° bezeichnet (Fig. 3).

Wegen der vorbeschriebenen geometrischen Verhältnisse der beiden Kegelreibscheiben 12, 13 zueinander ergibt sich insgesamt ein umlaufender Keilspalt K, dessen Querweite zwischen den Reibflächen 21, 22 sich jedoch von einem Bereich großer Querweite Q _max zu einem Bereich geringerer Querweite Q _min verringert. Diese Verhältnisse sind deutlich aus den Fig. 1-3 zu ersehen.

Zunächst bezogen auf die Fig. 1 und 2 (s. jeweils rechte Bildhälften), läuft demnach eine als Rollenkette ausgebildete Laschenkette 23 mit Rollenhülsen 24, Laschen 25 und Kettenbolzen 26 in den Bereich größerer bzw. größter Querweite Q _max mit ihrem Einlauftrum T _e ein.

Die Kettenbolzen 26 sind im axial unbelasteten Zustand sämtlich gleich lang und bilden beiderseits außen an der Rollenkette 23 einen Überstand Ü mit einer ballig ausgebildeten Druckfläche D.

Im Bereich Q _max wird das einlaufende Kettentrum T _e, das sich in diesem Bereich noch im seitlichen Abstand von den Reibflächen 21, 22 befindet, also lastfrei ist, mittels einer Führungshülse 28 geführt. Die Führungshülse 28 ist entsprechend dem mit y bezeichneten Doppelpfeil, im vorliegenden Falle entlang eines Teilkreises, hin- und herschwenkbar gelagert.

Die Funktion des in den Fig. 1 und 2 dargestellten Getriebes ist nun folgende:

Die Kegelreibscheiben 12, 13 werden über die Ritzelwelle 46 mit der Drehzahl n₁ entsprechend der angegebenen Pfeilrichtung angetrieben. Die umlaufend endlos geführte Rollenkette 23 erhält durch die verstellarretierbare Führungshülse 28 ihre Radialposition im lastfreien Bereich bei Q _max und stützt sich sodann wegen des Winkels α zwischen den Drehachsen a, b mit zunehmendem Kraftschluß mit teilkeisförmigem Verlauf zwischen den beiden Kegelreibflächen 21, 22 ab. Aufgrund der geometrischen Verhältnisse ergibt sich jeweils unabhängig vom Kegelwinkel β bei gleichbleibendem Radius R (s. Fig. 1 und 3) eine zunehmende Verengung der Querweite im Keilspalt K zwischen dem Bereich Q _max und Q _min . Die Druckstäbe bzw. Kettenbolzen 26 werden also, nachdem sie über das Einlauftrum T _e mittels der Führungshülse 28 eingeführt und so bezüglich ihres Umlaufradius R festgelegt sind, allmählich zwischen den Kegelreibflächen 21, 22 axial zusammengedrückt. Dieses unter der Voraussetzung, daß die Kegelreibscheiben 12, 13 einschließlich der Achsbereiche 14, 15 insbesondere in Axialrichtung unnachgiebig starre Körper sind. Nach Verlassen der Führungshülse 28 werden demnach die Druckstäbe 26 zunächst auf dem eingestellten Radius R positioniert und infolge des zunehmenden Axialdrucks zwischen den beiden Kegelreibflächen 21, 22 zunehmend fixiert. In dem Teilbereich des Bereichs Q _max , in welchem der auf die Druckstäbe 26 wirkende Axialdruck am stärksten ist, d. h. die kraftschlüssige Befestigung der Druckstäbe 26 zwischen den Kegelreibflächen 21, 22 am größten ist, wirken die jeweils in diesem Bereich befindlichen Rollenhülsen 24 wie der Teilumfang eines Zahnrades, welcher mit dem triebstockverzahnten Zwischenrad 29 kämmt. Das Zwischenrad 29 läuft in angegebener Pfeilrichtung mit der Drehzahl n _zw um. Das Auslauftrum der Rollenkette 23 ist in Fig. 1 mit T _a bezeichnet.

Die endlose Umlaufführung der Rollenkette 23 kann an sich in beliebiger Weise geschehen. Beim dargestellten Ausführungsbeispiel ist hierzu ein verzahntes Umlenkrad 30 vorgesehen, dessen beide Achsansätze 31 in jeweils insgesamt mit 32 bezeichneten Parallelführungen entgegen der Rückstellkraft von Druckfedern 33 geführt sind. Wenn demnach der Einlaufradius R verringert wird (durch Verschieben der Führungsanordnung 36, 28 radial nach innen), kann die zusätzlich abzuspeichernde Kettenlänge auf einfache Weise dadurch aufgenommen werden, daß sich das Umlenkrad 30 gemäß Fig. 1 und 2 (s. jeweils rechte Bildhälfte) unter der Wirkung der Druckfedern 33 entlang der Parallelführung 32 nach rechts verschiebt.

Sobald der Einlaufradius R der Rollenkette 23 geringer wird, verengt sich der Keilspalt K (wie auch bei dem eingangs beschriebenen bekannten Umschlingungsgetriebe üblich) in Radialrichtung nach innen. Beim vorliegenden Ausführungsbeispiel bedeutet dies, daß die Axialdruckaufnahme der Druckstäbe um ein gewisses Maß größer wird, jedoch nur bis zu einer gewissen Grenze, da beide Kegelreibscheiben 12, 13 auf den Wellenstümpfen 14, 15 jeweils entgegen der Rückstellkraft eines Tellerfederpakets 34 nachgiebig in Axialrichtung nach außen ausweichen können.

Wenn der Einlauf- bzw. Umlaufradius R geringer wird, muß auch die Lage des Zwischenrades 29 angepaßt werden. Gemäß der Ausführungsform der Fig. 1 und 2 müßte das Zwischenrad 29, welches in einer Parallelführung 35 frei verschieblich gelagert ist, also nach rechts zugestellt werden. Wie dieses geschehen kann, wird im folgenden noch verdeutlicht.

Aus vorangehender Schilderung wird bereits klar, daß je nach Radiallage der Führungshülse 28 veränderliche Einlauf- bzw. Umlaufradien R der Kette 23 im Keilspalt K, hiermit veränderliche Ketten-Umfangsgeschwindigkeiten u und demnach auch veränderliche Drehzahlen n _zw möglich sind.

Wie im folgenden noch beschrieben wird, handelt es sich bei dem dargestellten Getriebe 10 um ein zweistufiges Getriebe. Es ist jedoch grundsätzlich - im wesentlichen wie geschildert - möglich, das Getriebe einstufig auszubilden, d. h. das Drehmoment über die Kegelreibscheiben 12, 13 einzuleiten und über eine nicht dargestellte Abtriebswelle des Zahnrades 29 abzuleiten. Hierzu müßte allerdings das Zahnrad 29 mit einer Widerlagerkraft, welche lediglich für diesen Fall in Fig. 1 mit W und einem Pfeil bezeichnet ist, in der Parallelführung 35 gehalten sein.

Bei dem in den Fig. 1 und 2 dargestellten zweistufigen Getriebe ist - analog zu der rechts in diesen Figuren dargestellten Anordnung 11, 14, 15, 23, 30 - eine weitere mit analogen Bezugsziffern versehene Anordnung vorgesehen, bei welcher die Führungshülse 28 gegenläufig zu der rechts in Fig. 1 dargestellten Führungshülse 28 wirkt. Zur gegenläufigen Verstellung der beiden Führungshülsen 28 sind nicht dargestellte getriebliche Mittel vorgesehen. Auf diese Weise wird klar, daß das in der Parallelführung 35 freiverschiebliche Zwischen- bzw. Bindezahnrad 29 bei jeder Drehzahlveränderung seine Lage selbsttätig anpassen kann. Wenn also bei Einleitung des Drehmoments über die Kegelreibscheiben 12, 13 in der rechten Bildhälfte der Fig. 1 eine geringere Drehzahl n₃ (linke Bildhälfte in Fig. 1) erwünscht ist, wird die zugeordnete Führungshülse 28 (rechte Bildhälfte in Fig. 1) radial nach innen verstellt. Es ergibt sich ein geringerer Umlaufradius R der in den rechten Bildhälften (Fig. 1 und 2) dargestellten Rollenkette 23 mit der Folge, daß sich das Zwischenrad 29 nach rechts verschiebt, während gleichzeitig mit Verstellung der rechten Führungshülse 28 die links in den Fig. 1 und 2 dargestellte Führungshülse 28 radial nach außen geführt wird. Auf diese Weise befindet sich das Zahnrad 29 stets in einem satten Eingriff mit den beiden an diametral gegenüberliegenden Stellen angreifenden Rollenhülsen 24 der beiden Rollenketten 23.

In den Fig. 4 und 5 ist eine besondere Ausführungsform der Führungshülse 28 gezeichnet, welche vorn ein Drehgelenk 37 mit einem sich etwa sekantial zum Kegelscheibenpaar 11 nach hinten erstreckenden Schwingenarm 38 darstellt. Der Schwingenarm 38 ist frei - jedoch begrenzt - innerhalb eines Halteteils 36 um das ebene Gelenk 37 schwenkbar. Wenn nun der Einlaufradius R verändert werden soll, kann das Halteteil 36 mittels seines Führungszapfens 39 innerhalb einer Geradführung 40 entlang dem Doppelpfeil y (in diesem Falle translatorisch) hin und her geschoben werden. Hierbei stellt sich die als Schwinge ausgebildete Führungshülse 28 selbsttätig auf die von der gespannten Kette vorgegebene Richtung ein.

Die in den Fig. 6A-6C bis 8A-8C dargestellten Kettenbolzen bzw. Druckstäbe 26 weisen nichtlineare, progressive Federkennlinien auf, die durch besondere Formgebung (Fig. 6A bis 7C) oder durch mehrteiligen Aufbau (Fig. 8A bis 8C) zustande kommen.

Im weiteren Querschnittsbereich Q _max des Keilspalts K liegt der Kettenbolzen 26 beidseitig mit einem jeweils einseitig freigeschnittenen Überstand Ü an den Reibflächen 21, 22 an (Fig. 6A). Gemäß Fig. 6B hat der Kettenbolzen 26 bereits den verengten Querschnittsbereich Q _min des Keilspalts K erreicht, gemäß welchem der Freischnitt S bereits zusammengedrückt ist. Hieraus ist erkennbar, daß beim Übergang von Fig. 6A nach Fig. 6B die Axialkraft, die sich lediglich als Biegekraft auf den Restquerschnitt 41 auswirkt, verhältnismäßig gering ist. Wenn hingegen der in den Fig. 6B und 6C dargestellte Druckstab 26 durch zunehmende Verringerung der Querweite bei Q _min zusätzlich in Axialrichtung zusammengedrückt werden soll, muß eine wesentlich höhere, d. h. progressiv höhere, Axialkraft aufgewandt werden.

Ähnliche Verhältnisse ergeben sich gemäß den Fig. 7A-7C und 8A-8C.

Gemäß den Fig. 7A-7C bildet der Überstand Ü einseitig vorstehende, in Axialrichtung verhältnismäßig gering bemessene Federlappen 42, welche vom Übergang von der größeren Querweite Q _max (Fig. 7A) zur geringeren Querweite Q _min unter Aufwendung einer verhältnismäßig geringen Axialkraft einfedern können. Erst beim Zustand gemäß Fig. 7B und 7C wird im wesentlichen der volle Querschnitt des Druckstabes 26 wirksam.

Ein ähnliches Axialdruckverhalten ergibt sich bei den Ausführungsformen gemäß den Fig. 8A-8C. Hier wirkt zunächst ein beidseitig über den Überstand Ü vorragender Innenstab 43 mit verhältnismäßig geringem Querschnitt, welcher demnach auch relativ leicht beim Übergang von Q _max (Fig. 8A) nach Q _min (Fig. 8B) zusammengedrückt werden kann. Erst bei Erreichen des Zustandes gemäß Fig. 8B wirkt der volle Querschnitt des Druckstabes 26, d. h. eines Kreisringstabes 44 und des in seiner Zentralausnehmung aufgenommenen Stabes 43.

Claims (16)

1. Stufenlos verstellbares Getriebe mit mindestens einem treibenden oder getriebenen Kegelreibscheibenpaar, welches in seinem zwischen den beiden flachkegeligen Reibflächen gebildeten umlaufenden Keilspalt Druckstäbe einer umlaufend geführten Laschenkette aufnimmt, wobei die in derselben Ebene befindlichen Drehachsen der beiden drehfest miteinander gekuppelten Kegelreibscheiben unter einem kleinen Winkel geneigt zueinander verlaufen, dadurch gekennzeichnet, daß die Laschenkette (23) ohne Zuglast über mindestens ein Umlenkrad (30) geführt wird und sie in einem Bereich (Q _max ) größerer Querweite des Keilspalts (K) ohne Klemmkraft aus diesem herausführbar (bei T _a) sowie mit verstellbarem Radialabstand (R) zu den Scheibendrehachsen (a, b) ohne Klemmkraft in den Keilspalt (K) einführbar (bei T _e) ist, wobei die Druckstäbe (26) mit einer bis zu einem Bereich (Q _min ) geringster Querweite stetig anwachsenden und danach stetig abfallenden, elastische Verformung verursachenden Klemmkraft an den Reibflächen (21, 22) festgehalten sind und wobei der mit maximaler Klemmkraft kraftschlüssig mit den Reibflächen (21, 22) verbundene Bereich der Kette (23) mit einem Zahnrad (29) kämmt, dessen Abstand von den Scheibendrehachsen (a, b) in Abhängigkeit von der Radiallage der Kette (23) im Keilspalt (K) verschieblich gehalten ist.

2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Laschenkette eine Rollenkette (23) ist, mit deren Rollen (24) das eine Triebstockverzahnung aufweisende Zahnrad (29) kämmt.

3. Getriebe nach Anspruch 1 oder nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckstäbe von den Kettenbolzen (26) der Laschenkette (23) gebildet sind.

4. Getriebe nach Anspruch 1 oder nach einem der folgenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die für den Kraftangriff an den Reibflächen (21, 22) bestimmten stirnseitigen Druckflächen (D) der Druckstäbe (26) ballig ausgebildet sind.

5. Getriebe nach Anspruch 1 oder nach einem der folgenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckstäbe (26) in Stablängsrichtung elastisch verformbar sind und, bedingt durch ihre Formgebung (bei 41, 42) oder durch mehrteiligen Aufbau (bei 43), eine nichtlineare, progressive Federkennlinie aufweisen.

6. Getriebe nach Anspruch 1 oder nach einem der folgenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kegelreibscheiben (12, 13) möglichst starr und unnachgiebig ausgebildet und in Achsrichtung entgegen einer Rückstellkraft (bei 34) nachgiebig gelagert sind.

7. Getriebe nach Anspruch 1 oder nach einem der folgenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kegelreibscheiben (12, 13) möglichst starr und unnachgiebig ausgebildet und in Achsrichtung unnachgiebig gelagert sind, und daß die Mantellinien der Kegelreibflächen (21, 22) im Bereich geringster Querweite (Q _min ) parallel zueinander sind.

8. Getriebe nach Anspruch 1 oder nach einem der folgenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckstäbe (26) möglichst starr und die Kegelreibscheiben (12, 13) in axialer Richtung elastisch verformbar ausgebildet sind.

9. Getriebe nach Anspruch 1 oder nach einem der folgenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zur drehfesten Kupplung der beiden Kegelreibscheiben (12, 13) ein Kardangelenk vorgesehen ist.

10. Getriebe nach Anspruch 1 oder nach einem der folgenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kegelreibscheiben (12, 13) am Umfang mit einer Verzahnung (45) versehen sind und mit einem gemeinsamen - gegebenenfalls angetriebenen - Ritzel (46) kämmen.

11. Getriebe nach Anspruch 1 oder nach einem der folgenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zur Führung der in den Bereich größter Querweite (Q _max ) des Keilspalts (K) lastfrei einlaufenden Kette (23; bei T _e) eine arretierbare und im wesentlichen quer zu den Scheibendrehachsen (a, b) verstellbare Führungshülse ( 28) vorgesehen ist.

12. Getriebe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Führungshülse (28) eine selbsteinstellende Schwinge darstellt, deren freier Schwingenarm (38) etwa sekantial nach hinten aus dem Keilspalt (K) herausweist, während der Schwingenarm (38) vorn an einem Halteteil (36) schwenkgelagert (bei 37) ist, welches etwa senkrecht zum Schwingenarm (38) translatorisch geführt ist.

13. Getriebe nach Anspruch 1 oder nach einem der folgenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß im variablen Abstand von den Scheibendrehachsen (a, b) das Umlenkrad (30), insbesondere Umlenkzahnrad, zur Aufnahme des außerhalb des Keilspalts (K) befindlichen Kettenbereichs vorgesehen ist.

14. Getriebe nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß das Umlenkrad (30) entgegen einer Federrückstellkraft (bei 33) an die Scheibendrehachsen (a, b) annäherbar ist.

15. Getriebe nach Anspruch 1 oder nach einem der folgenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der wirksame Umschlingungsradius der Kette (23) durch den einstellbaren Abstand des Umlenkrades (30) von den Scheibendrehachsen (a, b) bestimmt ist.

16. Getriebe nach Anspruch 1, oder nach einem der folgenden Ansprüche, gekennzeichnet durch ein analog gestaltetes zusätzliches Kegelreibscheibenpaar (11), dessen kraftschlüssig an den Reibflächen (21, 22) anliegender Kettenbereich einen zweiten Eingriffsbereich mit dem Zahnrad (29) bildet.