DE3702131C1 - Continuously variable transmission - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein Umschlingungsgetriebe, welches prin­ zipmäßig aus zwei Wellen mit je zwei Kegelscheiben besteht, wovon auf jeder Welle mindestens eine Kegelscheibe axial verschiebbar ist und wobei die Kraftübertragung mittels eines endlosen Ketten­ stranges durch Reibkontakt erfolgt.

Nach dem Stand der Technik werden solche Getriebe zweckmäßig in der Weise ausgeführt, daß auf jeder Welle eine Kegelscheibe starr mit der Welle verbunden ist (Kegelscheibe und Welle sind ein Teil) und die andere Kegelscheibe axial verschiebbar ist, wobei die Drehmomentübertragung zwischen Verstellkegelscheibe und Welle mittels Längskeil, Keilprofil oder Längskugelführung erfolgt. Die axiale Anpreßkraft, welche zur Herstellung eines Reibkraft­ kontaktes zwischen Kegelscheiben und Kettengliedern erforderlich ist, wird mittels einer Feder und eines hydraulischen Druckmittels erzeugt, welche auf die Rückseite der Verstellkegelscheibe wirken. Die Feder hat eine konstante Kennung und erzeugt eine nicht regel­ bare Anpreßvorlast; mit dem hydraulischen Druckmittel, welches in der Regel durch die hohle Welle in den Druckarbeitsraum gelei­ tet wird, kann die Anpreßkraft und damit auch das Übersetzungs­ verhältnis variiert werden. Der zur Welle koaxial liegende Druck­ arbeitsraum wird durch einen Zylindermantel, welcher an der Rück­ seite der Verstellkegelscheibe starr befestigt ist, und einem Kolben, welcher auf der Welle starr befestigt ist gebildet.

Dieser Stand der Technik ist Inhalt der Druckschriften:
DE-AS 23 26 947, Fig. 8 und Zeitschrift MTZ 46(1985)12, S. 483, B. 5.

Unter Berücksichtigung der Notwendigkeit, daß der Kettenstrang bei Keilspaltveränderung stets rechtwinklig zu den Wellen laufen muß, muß die Kegelscheibenanordnung der beiden Wellen gegensym­ metrisch sein.

Ein Vorteil dieser Konstruktionsweise besteht darin, daß nur zwei Verstellkegelscheiben mit den dazugehörigen mechanischen Bauteilen benötigt werden.

Als Nachteil ergibt sich daraus aber eine Unsymmetrie der Wellen­ form. Werden dabei die Wellen auf kleinstmöglichen Lagerabstand ausgelegt, dann sind die Lagerebenen der beiden Wellen gegen­ einander versetzt, die Gehäuseform wird dann kompliziert. Werden für beide Wellen fluchtende Lagerebenen angestrebt, dann ergibt sich ein relativ langes Getriebegehäuse.

Maßgeblich wird die Baulänge bestimmt durch die Nabenlänge der Verstellkegelscheibe, welche zu deren Koaxialführung zwingend erforderlich ist, und durch die unvermeidbare Reihenanordnung von Kegelscheibennabe, Kolben und Wellenlager auf der Welle. Mit der beschriebenen bekannten Bauweise einer Verstellkegel­ scheibe können auch symmetrische Getriebewellen mit je zwei Ver­ stellkegelscheiben hergestellt werden; damit ergeben sich aber große Getriebelängen.

Ein Problem, welches die Leistungsübertragung nachteilig beein­ flußt, resultiert aus der Wellen- und Kegelscheibenverformung infolge der unsymmetrisch auf die Kegelscheibe wirkenden axialen Kettenanpressung (= Keilwirkung der Kettenglieder). Die aus der Umschlingungsbelastung erzeugte Axialkraftresultierende F _A wirkt mit dem Hebelarm r _A außerhalb der Wellenmitte und erzeugt ein Kippmoment an den Kegelscheiben von der Größe F _A × r _A .

Als Folge davon laufen die Kegelscheiben nicht mehr planparallel zueinander, die Keilspaltbreite ändert sich während eines Umlaufes und die Kettenelemente (Druckstücke) durchlaufen den Umschlingungs­ weg nicht auf einer Kreisbahn, sondern auf einer Spiralbahn. Da­ durch wird den Kettenelementen während des Reibeingriffes eine Radialverschiebung aufgezwungen, was zusätzlichen Reibungsverlust und Minderung der Leistungsübertragung verursacht.

Der Verformungsfehler resultiert maßgeblich aus der Biegeverfor­ mung von Welle, Kegelscheiben und Verstellnabe, aber auch aus dem zwingend notwendigen Radialspiel zwischen Verstellnabe und Welle. Weil in der Wellenverformung der Wellendurchmesser mit der vierten Potenz eingeht, kann man - auch mit einer angenommen unbegrenzt hoch belastbaren Kette - den kleinsten Umlaufdurchmesser nicht beliebig klein machen.

Der Erfindung wird die Aufgabe zugrunde gelegt, für eine bezüglich Kettenmitte symmetrische Getriebeform ein Konstruktionsprinzip zu entwickeln, mit welchem die Baulänge des Getriebes gegenüber dem Stand der Technik wesentlich verkleinert und womit zugleich die für die Getriebefunktion schädliche Formänderung aller Bau­ teile weitgehend vermindert werden kann.

Die Lösung der Aufgabe geht aus dem kennzeichnenden Teil der Patentansprüche hervor.

In der anschließenden Beschreibung eines Ausführungsbeispieles der Erfindung wird auf folgende Zeichnungen Bezug genommen:

Fig. 1 Längsschnittdarstellung einer kompletten Getriebe­ welle,

Fig. 2 Abschnitt eines Wälzkörperringes in stark ver­ größerter Darstellung,

Fig. 3 und Fig. 4 Prinzipanordnung für einen fahrunab­ hängigen Pumpenantrieb,

Fig. 5 Schemadarstellung des Gesamtgetriebes mit Regeleinrichtung.

Zu Fig. 1: Im Bereich der Keilspaltbreite "b" ist der Wellen­ durchmesser durch den kleinsten vorgegebenen Umlaufdurchmesser des Kraftübertragungselements festgelegt. Damit gleichfalls fest­ gelegt ist der kleinste innere Kegelscheibendurchmesser, welcher bei der Reibkraftübertragung noch wirksam sein kann. Eine Vergrö­ ßerung des Wellendurchmessers kann nur noch hinter der Kegelschei­ be bis zum Wellenlager vorgenommen werden. Die damit erreichbare Verminderung der Wellen-Biegeverformung liegt zwar in der Größen­ ordnung unter 50% (weil der Biegemomentenverlauf zum Lager hin gegen Null geht), doch ist diese Verbesserung funktionsmäßig sehr nützlich, weil andere konstruktive Maßnahmen nicht verfügbar sind. Um dabei die Kegelscheiben aber noch montieren zu können, ist Voraussetzung, daß die Getriebewelle aus Teilstücken "gebaut" wird.

Unabhängig davon, auf welcher Seite der Getriebewelle die Lei­ stung eingeleitet oder von dieser abgenommen wird, sind beide Getriebewellen bezüglich der Keilspaltmitte aus gleichen Teilen symmetrisch zusammengesetzt.

Die Hauptteile einer Getriebewelle sind: Wellenkern 10-15, zwei gleiche Kolbenkörper 20-25 und zwei gleiche Kegelscheibentöpfe 30-36. Die Kolbennabe 20 mit Lagersitz 22 und die Kolbenscheibe 21, 23 sind vorzugsweise als ein Teil hergestellt. Um einen fehler­ freien Rundlauf von Wellenkern 10 und Kolbennaben 20, 22 zu er­ reichen, sind am Wellenkern 10 für jede Kolbennabe eine zylindri­ sche Radialzentrierfläche 12 und eine Planzentrierfläche 13 vor­ gesehen und die Kolbennaben 20 weisen entsprechende Paßflächen auf. Die Länge eines Zentriersitzes ist nicht größer als der Durchmesser der Radialzentrierung 12. Die Wellenkernlänge zwi­ schen den Planzentrierflächen 13 ist etwas größer als das kleinste Keilspaltmaß "b" am Wellendurchmesser; dies ist aber nur eine von mehreren Ausführungsmöglichkeiten: Die Planzentrierflächen 13 können auch näher zur Mittellinie O-O gelegt werden, wobei aber zu beachten ist, daß die innere Kegelkante unbehindert axial ver­ schoben werden kann.

Die Zentriersitze der Kolbennaben 20 sind mit dem Wellenkern 10 axial verspannt. Erfindungsgemäß erfolgt diese Axialverspannung mittels eines Durchspannsystems: Zu diesem Zweck ist in der durch­ gehenden Zentralbohrung 11 des Wellenkerns ein durchgehender zen­ traler Spannbolzen 70 vorgesehen, dessen beide Enden Gewindeprofile 71, 72 haben und aus dem Wellenkern vorstehen. Damit unter einer äußeren Biegebelastung die zusammengefügten Teile wie ein homo­ gener Wellenkörper wirken und an den Planflächen 13 nicht aus­ einanderklaffen muß durch die axiale Vorspannung an den Planflä­ chen 13 eine Druckspannung erzeugt werden, welche größer ist als die durch die ungünstigste äußere Belastung an dieser Stelle her­ vorgerufene Biegezugspannung.

Im Beispiel Fig. 1 ist das linke Spannbolzengewinde 72 in die Leistungswelle 80 eingeschraubt; diese ist über einen Zentrier­ bund 81 in der Kolbennabe radial zentriert und die Axialspannkraft wird über eine Planfläche dieses Zentrierbundes und über die Kupplungshülse 78 auf den Zentrierteil der Kolbennabe übertragen. Eine formschlüssige Drehmomentübertragung zwischen Leistungswelle 80 und Wellenkern 10 wird dadurch hergestellt, daß die Kupplungs­ hülse 78 ein Innenzahnprofil aufweist, in welches die Außenzahn­ profile 15 und 82 von Wellenkern und Leistungswelle eingreifen.

Auf dem nach Fig. 1 rechten Spannbolzengewinde 71 ist die Spann­ mutter 73 aufgeschraubt, von welcher die Spannkraft über eine Druckscheibe 74 auf den Zentrierteil der Kolbennabe abgestützt wird. Die Druckscheibe 74 ist dabei in der Kolbennabe radial zentriert. Der Vierkantansatz 76 am Spannbolzen dient zum Gegen­ halten während des Festziehens, damit der Bolzenschaft vor zu hoher Torsionsbeanspruchung geschützt wird. Mit diesem Verspan­ nungssystem erhält man für die zu spannenden Teile eine ausreichend große Dehnlänge, welche zur Erhaltung der Vorspannkraft unerläß­ lich ist. Dabei sind alle im Verspannungssystem aktiven Teile noch innerhalb der Kolbennaben und noch innerhalb der Lagerbasis untergebracht. Dieses System ist für beide Getriebewellen gleich. Dabei kann die Leistungseingangswelle und die Leistungsausgangs­ welle auf der gleichen Getriebeseite oder zueinander entgegenge­ setzt angeordnet sein.

Die Leistungswelle 80 kann an ihrem freien Wellenende mit allen gebräuchlichen Mitteln zur Drehmomentübertragung ausgestattet sein: z. B. Keilwellenprofil, Flansch, Kardangelenk, Zahnrad usw. Der zylindrische Lagersitz 22 ist als Verlängerung der Kolbennabe 20 außerhalb der Kolbenscheibe 21 auf jeder Wellenseite frei von allen Torsions- und Verspannungsbeanspruchungen. Sowohl die Aus­ wahl als auch die Montage der Wellenlager 60, 62 wird dadurch wesentlich erleichtert. Alternativ zu der in Fig. 1 dargestellten Ausführung kann der Lagerinnenring auch mittels eines Sprengringes axial gesichert werden. Bei Verwendung von Zylinderrollenlagern kann der Lagersitz 22 als Lagerinnenlaufbahn genutzt werden, womit eine Durchmesserverkleinerung des Lagers erreicht wird. Die Lager­ mitten können in eine Fluchtebene gesetzt werden, was die Ausbil­ dung der Lagerschilde 61, 63 wesentlich vereinfacht.

Jede Verstellkegelscheibe ist mit einem Kegelscheibenteil 30 und einem kurzen äußeren Zylindermantelteil 31 topfförmig ausgebildet und wird als Kegelscheibentopf bezeichnet. Im Gegensatz zum Stand der Technik ist an der Kegelscheibe kein Nabenteil ausgebildet. Die Funktion der Zentrierung und Führung übernimmt der Zylinder­ mantelteil 31. Hohlraumseitig ist der Übergang vom Scheibenteil zum Zylinderteil unter einem ca. 90°-Kegel ausgeformt, wodurch infolge der erwünschten Wandverdickung im Außenbereich der Kegel­ scheibentopf eine größtmögliche Eigensteifigkeit erhält.

Der Kegelscheibentopf ist ausschließlich auf dem Kolbenkörper 20, 21, 23 radial spielfrei und um den axialen Verstellhub "h" verschiebbar gelagert. Diese Schiebelagerung ist als statisch bestimmte Zwei­ punktabstützung ausgebildet, wobei das innere Schiebelager 40 innerhalb der Kegelscheibe über dem Zentriersitz der Kolbennabe und das äußere Schiebelager 50 mit größerem Durchmesser auf dem Dichtkranz 23 der Kolbenscheibe 21 angeordnet ist.

Der zwischen Kegelscheibentopf 30, 31 und Kolbenkörper 20, 21, 23 eingeschlossene Druckarbeitsraum wird durch die Kolbengleitdich­ tung 24 nach außen abgedichtet. Diese Gleitdichtung ist vorzugs­ weise als geschlossener Kunststoffring auf PTFE-Basis ausgeführt und wird mittels Dichtringhalter 25 am Dichtkranz 23 gesichert.

Die Übertragung des Leistungsdrehmoments erfolgt vom Kegelschei­ bentopf über die Schiebelager 40, 50 auf den Kolbenkörper 20-23 und von diesem am Zentriersitz durch Reibkraftschluß auf den Wellenkern 10. Jedes Schiebelager 40, 50 besteht erfindungsgemäß aus einem geschlossenen Wälzkörperkranz, welcher aus zylindrischen Wälzkörpern zusammengesetzt ist. Zusätzlich zur Funktion der axialen Rollverschiebung müssen die Wälzkörper auch eine Kraft in Umfangsrichtung übertragen. Die Wälzkörper sind deshalb so geformt, daß sie unter einer Kraftwirkung in Umfangsrichtung zwischen den zylindrischen Laufbahnflächen unter Selbsthemmwir­ kung verklemmen. Die Umfangskraft wird dabei durch Haftreibungs­ wirkung übertragen, die Wälzkörper können aber ungehindert in Axialrichtung rollen.

In Fig. 2 ist ein Ausschnitt des Wälzkörperkranzes 40 stark ver­ größert dargestellt. Druckbeanspruchung und elastische Formände­ rung sind wegen der ungünstigeren Berührprofile an der Innenlauf­ bahn 26 wesentlich größer als an der Außenlaufbahn 36. Um die Radialelastizität entsprechend der Aufgabenstellung möglichst klein zu halten, muß angestrebt werden, bei kleinstmöglichem Ein­ bauvolumen eine möglichst große Gesamtdruckfläche zu erhalten. Dieser Forderung wird optimal entsprochen, wenn möglichst viele zylindrische Wälzkörper verwendet werden. Im Beispiel ist die Länge der Wälzkörper kleiner als 0,5 × Durchmesser und sie haben eine ballige Mantelfläche, wobei der Balligradius R _w etwas grö­ ßer ist als der Außenlaufbahnradius R _a . Die Wälzkörperlänge ist so angepaßt, daß im Einbauzustand an der Innenlaufbahn die Wälz­ körperstirnkanten gegenseitig anliegen; dadurch erreicht man eine formschlüssige Wälzkörperparallelführung. Da ein Außenkäfig als Führungs- und Halteelement zu viel Platz beanspruchen würde, wird statt dessen eine Drahtseele 42 verwendet, welche vorwiegend dem Zweck einer besseren Montagehandhabung dient. Die konzentrische Bohrung der Wälzkörper darf höchstens 0,2 × Außendurchmesser betra­ gen. Für das Schließen der Drahtseele wird eine Walzkörperteilung offengelassen; hier sind die Enden der Drahtseele nach außen um­ gebogen und mittels eines Schloßkernes 43 zusammengehalten. Dieser Schloßkern dient gleichzeitig als Zentrierung für den Schloßring 44. Dieser ist radial nicht belastet, sondern sichert nur den Stirn­ kantenkontakt der Wälzkörper.

Am Wälzkörper 411 ist beispielsweise eingetragen, wie sich die Kraftwirkung an einem Wälzkörper unter dem Einfluß einer Umfangs­ kraft F _u einstellt, wobei F _z die auf einen Wälzkörper wirkende Radialkraft und µF _z die Reibkraft in Umfangsrichtung bedeuten. Die Wälzkörper können auch so ausgebildet sein, daß der mittlere Bereich zylindrisch ist und nur die Zylinderkanten flach angefast werden.

Es ist wichtig, daß die Wälzkörper unter einer Radialvorspannung eingebaut sind. Unter dem Einfluß dieser Verspannung werden die Radialfederung und die dynamische Beanspruchung wesentlich kleiner. Die Ursache dieses Verhaltens ist darin begründet, daß die Kon­ taktfläche zwischen Wälzkörper und Laufbahn mit steigender Last größer wird, woraus sich eine stark progressive Federkennung er­ gibt. Mit der Radialvorspannung gewinnt man einen zusätzlichen Vorteil hinsichtlich der Steifigkeit des Kegelscheibentopfes, weil dadurch insbesondere die Kolbenscheibe 21 als schubstarre Querwand im Zylinderteil wirksam wird.

Die erfindungsgemäße Ausführung von Welle, Kolbenkörper und Ke­ gelscheibentopf ermöglicht eine wesentliche Vereinfachung des Getriebezusammenbaues. Der Kolbenkörper 20-25, der Kegelscheiben­ topf 30-36 und die Wälzkörperkränze 40 und 50 können zusammen mit der Vorspannfeder 37 zu einer Einheit vormontiert werden. Der Drahtring 34 in der Außenlaufbahn 35 des Zylindermantels hat die Funktion einer Überrollsperre. Die Sperrscheibe 33 an der Innen­ seite der Kegelscheibe erleichtert den Einrollvorgang für den Wälzkörperkranz 40. Die Einrollstrecken der Innen- und Außenlauf­ bahnen müssen an beiden Wälzkörperkränzen gleich lang sein.

Die so vormontierten Scheibenkörper werden dann auf den Wellen­ kern 10 aufgesetzt und mittels der Spannelemente 70-75 axial ver­ spannt.

Um den Einbau der kompletten Getriebewellen zusammen mit dem Kraftübertragungselement in das Getriebegehäuse zu erleichtern, ist für jede Getriebewelle eine an den Kegelscheiben eingreifende Spreizvorrichtung vorgesehen (nicht gezeichnet). Diese besteht im Prinzip aus einer parallel zur Getriebewelle angeordneten Spreizspindel mit zwei Spreizklauen, wovon eine mittels Gewinde auf der Spreizspindel axial verstellt werden kann. An jeder Ke­ gelscheibe ist eine Spreiznut 32 eingedreht, in welche jeweils eine Spreizklaue einrasten kann. Durch Drehen der Spreizspindel werden die Kegelscheiben entgegen der Spannkraft der Feder 37 so weit auseinander gedrückt, daß das Kraftübertragungselement bei vorgegebenem Getriebewellenabstand spannkraftfrei im Keilspalt liegt. Das Getriebegehäuse enthält entsprechende verschließbare Aussparungen, durch welche hindurch die Spreizvorrichtung einge­ setzt oder entfernt werden kann.

Bedingt durch den kleinen Arbeitshubraum zwischen Kegelscheibe und Kolben kann die Vorspannfeder 37 nur so dimensioniert werden, daß sie nur etwa 20% bis 25% der maximalen Scheibenanpreßkraft aufbringt. Wegen der symmetrischen Aufteilung des Gesamtverstell­ weges 2 h genügen für die Vorspannfeder 37, als Schraubenfeder ausgeführt, 1,5 federnde Windungen.

Zum Verändern und Regeln der Scheibenanpreßkraft wird ein hydrau­ lisches Druckmittel benötigt, mit welchem der größere Anteil der Anpreßkraft erzeugt wird. Die Zuführung des hydraulischen Druck­ mittels erfolgt an jeder Getriebewelle auf der Seite der Spann­ mutter 73 über einen Druckmittelflansch 90. Dieser ist gehäuse­ fest und kann wie im Beispiel gleichzeitig als Lagerdeckel aus­ gebildet sein. Die Dichtung gegenüber dem rotierenden Wellenteil liegt innerhalb der hohlen Kolbennabe 20, 22 und es ist zu diesem Zweck ein geschlossener Paßdichtring 91 vorgesehen. Dieser soll nicht hermetisch abdichten, sondern soll beabsichtigt etwas Druck­ öl auf die Innenseite des Flansches durchlassen, damit auf diese Weise das Wellenlager 60 eine Schmierung erhält und zwar in der Durchströmrichtung radial von innen nach außen.

Die Druckscheibe 74 enthält wenigstens zwei radial ausgerichtete Bohrungen 75, durch welche das Druckmittel vom Kolbennabenhohl­ raum in die Zentralbohrung 11 des Wellenkerns gelangt. An diesem sind im Bereich der beiden Zentriersitze Radialbohrungen 18 und dazu deckungsgleich sind an jeder Kolbennabe Radialbohrungen 28 vorgesehen, durch welche das Druckmittel von der Zentralbohrung 11 in den Druckarbeitsraum zwischen Kolben und Kegelscheibe gelangt. Ein Fixierelement 27 sichert die Winkelstellung zwischen Wellen­ kern 10, Kolbennabe 20 und Druckscheibe 74.

Um einen einwandfrei regelbaren Druckmitteldurchlauf zu erhalten, ist zwischen Wellenkern 10 und Kegelscheibe 30 ein Ringspalt von definierter Spaltweite vorgesehen, durch welchen das Druckmittel in den Keilspalt und vor allem auf die Kegelfläche der Kegel­ scheiben gelangen kann (ersichtlich aus Druckmittelfluß in Fig. 5). Dadurch wird eine gleichmäßige Schmierung der Kettenglieder und der Kontaktflächen zwischen Kettenglieder und Kegelscheiben ge­ währleistet.

Damit das leistungsseitige Wellenlager 62 in gleicher Weise ra­ dial durchgeschmiert wird wie das gegenüberliegende Lager 60, ist in der Kupplungshülse 78 eine kleine Radial-Durchströmöffnung angebracht. Da der Zentrierbund 81 der Kupplungswelle nicht her­ metisch dichtend wirkt, kann hier Druckmittel vom Kolbennaben­ hohlraum zum Wellenlager 62 gelangen.

Ein Lagerdeckel 83 und Wellendichtring 89 sind nur erforderlich, wenn der angrenzende Raum zwingend ölfrei bleiben muß.

Der Zugschaft des Spannbolzens 70 ist abgeflacht und die Flach­ seiten sind konkav ausgespart, damit ein größerer hydraulischer Durchmesser für den Druckmitteldurchfluß entsteht.

Da es nur unter großem Aufwand möglich wäre, das zur Übersetzungs­ regelung erforderliche hydraulische Druckmittel von den anderen schmierpflichtigen Getriebeelementen hermetisch zu trennen, wird auch für diesen Zweck gebräuchliches Getriebeöl verwendet.

Zur Erzeugung des notwendigen Kegelscheiben-Anpreßdruckes ist es zweckmäßig, eine eigene Druckmittelpumpe im Getriebe zu integrie­ ren und diese unabhängig vom Fahrbetrieb anzutreiben. Aus dem Stand der Technik sind solche fahrunabhängigen Nebenantriebe bekannt.

In Fig. 3 und Fig. 4 ist ein Ausführungsbeispiel für einen im Zu­ sammenwirken mit der erfindungsgemäßen Getriebewellenausführung vorteilhaften Pumpenantrieb dargestellt.

Hierbei ist vorgesehen, daß die Druckmittelpumpe 93 mit dem Steuerventil 94 etwa koaxial zusammengebaut und diese Pumpen- Steuereinheit parallel zu den Getriebewellen I, II etwa in der Mitte zwischen diesen und außerhalb der umlaufenden Getriebeteile in der Längswand des Getriebegehäuses eingebaut ist.

Fig. 4 zeigt schematisch die Lage der Pumpenachse relativ zu den Getriebewellen I, II.

Konzentrisch auf der Leistungswelle 80 ist eine Zapfhohlwelle 84 mit einem Getrieberad 85 gelagert und ein Drehmitnehmer 87 ver­ bindet diese Zapfhohlwelle unabhängig vom Fahrantrieb mit einem Wellenteil der Antriebsmaschine. Anstelle des beispielsweise dar­ gestellten Zahnradantriebes zur Pumpe mit Zwischenrad 86 kann auch ein Kettengetriebe eingesetzt werden.

Ein Gesamtgetriebeschema zur Erklärung des Leistungs- und Druck­ mittelflusses ist in Fig. 5 dargestellt.

Hierin sind die funktionswichtigen Elemente: Antriebsmaschine E, Leistungs- oder Fahrantriebskupplung C, Getriebeantriebswelle I, Getriebeabtriebswelle II, Leistungsausgangsgetriebe P, Zapfhohl­ welle 84 mit Antriebsstrang zur Druckmittelpumpe 93, Druckregel­ ventil 95, welches den Hydraulikdruck abhängig vom Antriebsdreh­ moment bzw. abhängig von einer Leistungsreglerstellung regelt, Steuerventil 94 mit Steuerschlitzen 941, 942, Steuerkolben 943, Übersetzungsregelwelle 96, welche schwimmend gelagert ist und über Druckelemente auf die Rückkopplungshebel 971, 972 wirkt. Diese haben einerseits Fühlkontakt mit den Kegelscheiben der Getriebeabtriebswelle und andererseits ist der Rückkopplungs­ hebel 971 am Ventilgehäuse 94 und der Rückkopplungshebel 972 am Steuerkolben 943 angelenkt. Die Linienzüge H I und H II symbo­ lisieren den Druckmittelfluß zu den Getriebewellen I und II. Der an der Übersetzungsregelwelle 96 eingezeichnete Drehsinn und die dazugehörige Steuerkolbenstellung bewirken, daß der An­ preßdruck der Kegelscheiben von Getriebeantriebswelle I größer wird und dadurch eine Getriebeübersetzung "ins Schnelle" (n _II < n _I) eingestellt wird. Die Rückstellfeder 944 im Steuer­ ventil hält bei Fehlen einer Gegenreaktion von der Übersetzungs­ regelwelle 96 den Steuerkolben 943 in der linken Anschlagposition, wodurch ein höherer Hydraulikdruck für die Abtriebswelle II er­ zeugt und die Getriebeübersetzung "ins Langsame" eingestellt wird.

Claims (6)

1. Getriebe mit stufenlos einstellbarem Übersetzungsverhältnis nach dem Prinzip eines Umschlingungsgetriebes, welches aus zwei Wellen mit je zwei Kegelscheiben besteht, wovon auf jeder Welle mindestens eine Kegelscheibe axial verschiebbar ist und wobei die Kraftübertragung mittels eines endlosen, kettenförmig gebauten Kraftübertragungselements durch Reibkontakt erfolgt, wobei die dazu erforderliche axiale Anpreßkraft zum Teil mit einer Feder mit konstanter Kennung und zum Teil mit einem hydraulischen Druck­ mittel erzeugt wird, mit welchem die Anpreßkraft und damit das Übersetzungsverhältnis variiert werden kann und welches durch die hohlen Getriebewellen in den Druckarbeitsraum auf der Rückseite der Verstellkegelscheibe geleitet wird und wobei zur Bildung des Druckarbeitsraumes die Verstellkegelscheibe einen Zylindermantel aufweist, gekennzeichnet durch die Merkmale

• a) der zwischen den Wellenlagern als Biegeträger wirksame Teil der Getriebewelle ist aus einem Wellenkern (10) und zwei Kolben­ naben (20) zusammengebaut, wobei diese drei Teile mittels eines zentralen Spannbolzens (70, 71, 72) axial biegestarr verspannt sind;
• b) die zum Verspannen erforderlichen Elemente sind innerhalb der hohlen Kolbennaben (20) untergebracht, wobei auf der einen Getrie­ bewellenseite eine Leistungswelle (80) und eine Kupplungshülse (78) als Spannbolzenkopf und auf der anderen Getriebewellenseite eine Spannmutter (73) mit einer Druckscheibe (74) und Elemente für die Zuführung des hydraulischen Druckmittels vorgesehen sind;
• c) der Lagersitz (22) an jeder Kolbennabe (20) mit dem Wellenlager (60, 62) liegt außerhalb des axialen Verspannungsbereiches und außerhalb des Torsionsbereiches der Kolbennabe;
• d) jeder der mit Kegelscheibenteil (30) und äußerem Zylinderman­ telteil (31) einteilig hergestellten Kegelscheibentöpfe ist aus­ schließlich auf dem Kolbenkörper (20, 21, 23) axial verschiebbar und radial zentriert gelagert und als Mittel zur Radialzentrie­ rung, zur Axialführung und zur Drehmomentübertragung zwischen Kegelscheibentopf und Kolbenkörper ist an jeder Lagerstelle ein geschlossener Wälzkörperkranz (40, 50) vorgesehen;
• e) die zur Erzeugung und Regelung des Axialanpreßdruckes der Ke­ gelscheiben erforderliche Druckmittelpumpe und Regelventil sind als eine Einheit parallel zu den Getriebewellen (I, II) etwa in der Mitte zwischen denselben und außerhalb der umlaufenden Getrie­ beteile angeordnet und zum Antrieb der Druckmittelpumpe ist an der Antriebsstirnseite des Getriebes ein mit der Antriebsmaschine fahrunabhängig gekuppelter Nebenantrieb vorgesehen.

2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zur exakten Rundlauf- und Winkelzentrierung zwischen Wellenkern (10) und jeder Kolbennabe (20) jeweils eine Radialzentrierfläche (12) und eine Planzentrierfläche (13) vorgesehen sind.

3. Getriebe nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Leistungswelle (80) einen Zentrierbund (81) aufweist, mit welchem sie in der Kolbennabe (20, 22) radial zentriert ist, und daß der Spannbolzen (70) mit Gewinde (72) in die Leistungswelle eingeschraubt ist, daß zur Abstützung der axialen Verspannkraft zwischen dem Zentrierbund (81) und dem Zentriersitz der Kolben­ nabe die Kupplungshülse (78) vorgesehen ist und daß als Mittel zur Drehmomentübertragung zwischen Leistungswelle (80) und Wel­ lenkern (10) die Kupplungshülse ein Innenzahnprofil aufweist, welches mit Außenzahnprofilen (15, 82) am Wellenkern und an der Leistungswelle in Eingriff steht.

4. Getriebe nach Anspruch 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß jeder Wälzkörperkranz (40, 50) aus kurzen, zylindrischen Wälz­ körpern (41) mit balliger Lauffläche besteht, deren Stirnkanten an der Innenlaufbahn gegenseitig anliegen, daß die Wälzkörper eine konzentrische Bohrung aufweisen und als Mittel zur Wälz­ körperverbindung eine Drahtseele (42) vorgesehen ist, deren Enden mittels eines Schloßkernes (43) verbunden sind und daß über diesem Schloßkern ein zylindrischer Schloßring (44) vorgesehen ist.

5. Getriebe nach Anspruch 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß zur Fixierung der gegenseitigen Winkelstellung zwischen Wel­ lenkern (10), Kolbennabe (20) und Druckscheibe (74) ein Fixier­ element (27) vorgesehen ist.

6. Getriebe nach Anspruch 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß zur Herstellung eines fahrunabhängigen Antriebes für die Druckmittelpumpe konzentrisch über der Leistungswelle (80) eine Zapfhohlwelle (84) mit einem Getrieberad (85) vorgesehen ist und daß diese Zapfhohlwelle über einen Drehmitnehmer (87) mit einem Wellenteil der Antriebsmaschine verbunden ist.