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GEBIET DER ERFINDUNG
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Die vorliegende Erfindung betrifft
Getriebesysteme mit variablem Übersetzungsverhältnis. Insbesondere
betrifft die vorliegende Erfindung Zahnradübersetzungen, deren Übersetzungsverhältnisse über das Übersetzungsverhältnis-Kontinuum
stufenlos verän
dert werden können.
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HINTERGRUND
DER ERFINDUNG
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Das herkömmliche Übersetzungsgetriebe beinhaltet
eine Anzahl von Planetengetrieben, die selektiv zwischen der Eingangswelle
und der Ausgangswelle gekuppelt werden, um das Übersetzungsverhältnis des Übersetzungsgetriebes
zu ändern.
Das herkömmliche Übersetzungsgetriebe
bewirkt jedoch eine uneffektive Übertragung
von Drehmoment zwischen der Eingangswelle und der Ausgangswelle,
da der Primärantrieb
von der Getriebeausgangswelle ausgekuppelt werden muss, während die
Planetengetriebe geschaltet werden. Da weiterhin die Motordrehzahl
in jedem Übersetzungsverhältnis anders
sein muss, um eine Drehzahländerung
der Ausgangswelle zu bewirken, kann der Wirkungsgrad des Motors
für eine
bestimmte Betriebsbedingung nicht maximiert werden. Daher sind zahlreiche
Anstrengungen unternommen worden, ein Übersetzungsgetriebe bereitzustellen,
dessen Übersetzungsverhältnisse
stufenlos über
das Übersetzungsverhältnis-Kontinuum
veränderlich
sind.
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Beispielsweise stellt Beschkine (US-Patent 2,239,313,
das die Merkmale des Vorwortes der unabhängigen Ansprüche 1 und
25 zeigt) ein Zahnradsystem mit kontinuierlich eingreifenden unrunden Zahnrädern vor.
Wie in 3 des Patentes gezeigt, umfasst
das Zahnradsystem eine Antriebswelle P mit einer Vielzahl von unrunden
Zahnrädern 1, 2, 3, 4 und
eine angetriebene Welle R parallel zu der Antriebswelle P mit einer
Vielzahl von unrunden Zahnrädern 1', 2', 3', 4',
die in die Zahnräder 1, 2, 3, 4 eingreifen.
Die angetriebenen Zahnräder 1', 2', 3', 4' werden
nacheinander durch elektromagnetische Kupplungen für den jeweiligen
Bereich des Drehungsintervalls an die angetriebene Welle R gekuppelt,
so dass das Übersetzungsverhältnis des
Zahnradsystems von dem Zahnradverhältnis 1-1', 2-2', 3-3', 4-4' über die
jeweiligen Kupplungsintervalle abhängig ist. Demzufolge wird das Übersetzungsverhältnis des
Zahnradsystems verändert,
indem einfach die Winkelstellung der Zahnräder 1', 2', 3', 4' während ihrer
Kupplungsintervalle geändert
wird. Da die Kupplungen jedoch bei jeder Umdrehung der angetriebenen
Welle R aktiviert werden müssen, müssen die Kupplungen relativ
klein sein, um für
Anwendungen mit hoher Drehzahl verwendet werden zu können, wodurch
das Drehmoment, das von dem Zahnradsystem übertragen werden kann, begrenzt wird.
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Kerr (Kanadische Patente 990,103; 1,00,526;
1,031,190; US-Patente 3,919,895; 4,055,091) stellt ein variables
Ausgangsgetriebe mit Rechteckwellengeneratoren vor, um das Übersetzungsverhältnis zu ändern. Jedes Übersetzungsgetriebe
umfasst ein Paar unrunder Antriebszahnräder, die an eine Eingangswelle
gekuppelt sind, und ein Par unrunder angetriebener Zahnräder, die
kontinuierlich in die angetriebenen Zahnräder eingreifen. Das Übersetzungsverhältnisprofil
eines jedes Paares unrunder Zahnräder ähnelt einer Dreieck- oder Sägezahnwelle.
Die Drehabtriebe der beiden unrunden Zahnradpaare werden durch ein
Differentialgetriebe kombiniert, um einen Differentialabtrieb mit
einem Rechteckwellen-Übersetzungsverhältnisprofil
bereitzustellen. Die Differentialabtriebe einer Reihe solcher Differentialgetriebe
werden durch Einwegfreilauf kombiniert, um ein Übersetzungsverhältnis bereitzustellen,
das entsprechend der relativen Winkelverschiebung der Antriebszahnräder stufenlos
veränderlich
ist. Die von Kerr vorgestellten variablen Abtriebsgetriebe stellten
einen signifikanten Vorteil gegenüber dem Stand der Technik dar.
Jedoch können Freiläufe Energie
nur in einer Richtung übertragen, wobei
Motorschleppmoment ausgeschlossen wird. Da die variablen Abtriebsgetriebe
weiterhin nur die positive oder die negative Periode des Rechteckwellen-Übersetzungsverhältnisprofils
verstärkt
haben, waren der Wirkungsgrad und der maximale kinematische Bereich
der Übersetzungsgetriebe
begrenzt.
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Takahara (US-Patent 4.944,718) stellt
eine Winkelgeschwindigkeitsmodulationsvorrichtung vor, die, wie
in Abbildungen 1 bis 3 des Patentes gezeigt, enthält: eine
erste drehbare Welle 24, drehbar an einen stationären ersten
Rahmen 61 gekuppelt; unrunde Innenräder 11, befestigt
an der ersten Welle 24; eine zweite parallele Welle 34,
drehbar befestigt an einem drehbaren zweiten Rahmen 62;
zweite unrunde Zahnräder 21,
eingreifend in die ersten unrunden Zahnräder 11 und befestigt
auf der parallelen zweiten Welle 24; dritte unrunde Zahnräder 31,
eingreifend in die ersten unrunden Zahnräder 11 und befestigt
auf der parallelen dritten Welle 34 durch einen Freilauf 37;
eine Eingangswelle 44 mit einem unrunden Zahnrad 27 zum
Drehen der zweiten Welle 24; und eine Ausgangswelle 54 mit
einem unrunden Zahnrad 54, angetrieben durch die dritte
Welle 34. Da das Übersetzungsverhältnis der
Vorrichtung verändert
wird, indem die Winkelverschiebung des zweiten Rahmens 62 relativ
zu dem ersten Rahmen 61 geändert wird, würden rasche Änderungen
des Übersetzungsverhältnisses
schwer zu erzielen sein, da die Winkelverschiebung des zweiten Rahmens 62 nur
geändert werden
kann, indem auch die zweite Welle 34 und die Masse der
zugehörigen
unrunden Zahnräder 34 bewegt
werden. Wie weiter oben diskutiert, schließen die Freiläufe weiterhin
Motorschleppmoment aus und reduzieren den Wirkungsgrad und den maximalen
kinematischen Bereich der Vorrichtung.
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Vor kurzem stellte Pires (US-Patente 5,226,859;
5,334,115) ein stufenlos veränderliches Übersetzungsgetriebe
vor, das keinen Freilauf benötigt.
Wie in 2, 3 und 4 des
Patentes mit der Nummer endend auf, 859 gezeigt, umfasst das Übersetzungsgetriebe
eine Eingangswelle 5, einen Planetenrotor 29,
der durch eine Frontplatte 5'mit der Eingangswelle 5 verbunden
ist, ein erstes Paar Kurbelarme 8a, 8c, die drehbar
mit dem Planetenrotor 29 gekuppelt sind, ein zweites Paar
Kurbelarme 9b, 9d, die drehbar mit dem Planetenrotor 29 gekuppelt
sind, und eine Rastenscheibe 7, die mit Schlitzen zur Aufnahme
eines Endes der Kurbelarme versehen ist. Die Rastenscheibe 7 lagert
auf einem Indexschieber 6, so dass sich die Rastenscheibe
seitlich der Welle 5 bewegen kann. Das Übersetzungsgetriebe umfasst weiterhin
vier ebene Differentialgetriebe-Zahnradsätze, wobei
jeder Satz ein innenverzahntes Ringrad 12, an einen der
Kurbelarme gekuppelt, ein Paar Ritzel 14, eingreifend in
das Ringrad 12, und ein Sonnenrad 15, eingreifend
in die Ritzel 14. Das Sonnenrad 15 eines jeden
Differentialgetriebes ist mit einem Reaktionsrad 15 verbunden,
das in die Ritzel 14 eingreift. Das Sonnenrad 15 eines
jeden Differentialgetriebes ist mit dem Reaktionsrad 16 verbunden,
das in ein innenverzahntes stationäres Kommutatorrad 28 eingreift.
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Im Betrieb, wenn sich die Eingangswelle 5 dreht,
wird der Planetenrotor 29 gezwungen, sich zu drehen, wodurch
bewirkt wird, dass die Kurbelarme die Rastenscheibe 7 um
ihre eigene Drehachse nach Vorgabe durch den Indexschieber antreiben.
Wenn die Rastenscheibe 7 exzentrisch zu der Achse des Planetenrotors 29 ist,
schwingen die Kurbelarme um ihre eigene Achse, während sie sich um den Planetenrotor 29 herum
drehen. Die Schwingungsamplitude ist abhängig von der Exzentrizität der Rastenscheibe 7.
Die Drehschwingungen werden durch die Ringräder 12 an die Differentialgetriebezahnradsätze übertragen.
Wie in 7 des Patentes
gezeigt, umfasst das Kommutatorrad 28 nur auf der Hälfte des Innenumfangs
des Rades Zähne,
so dass sich die Reaktionsräder 16 frei
einen halben Drehzyklus der Eingangswelle 5 drehen. Wenn
demzufolge die „gewünschte"
Polarität
von Schwingung an dem Kurbelarm vorliegt, stellt das Kommutatorrad 28 einen
zusätzlichen
Dreheingang zu dem Differentialgetriebe bereit, wohingegen, wenn
die „nicht
gewünschte"
Polarität
von Schwingung vorliegt, das Kommutatorrad 28 die Schwingung
daran hindert, den Ausgang des Übersetzungsgetriebes
zu reduzieren.
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Obwohl das von Pires vorgestellte Übersetzungsgetriebe
die durch Freiläufe
für den
Wirkungsgrad und den kinematischen Bereich aufgeworfenen Probleme
behandelt, ist das Übersetzungsgetriebe recht
komplex. Weiterhin wird angenommen, dass die schwingenden Kurbelarme
unerwünschte Schwankungen
in dem Übersetzungsverhältnis des Übersetzungsgetriebes
verursachen werden. Dementsprechend besteht weiterhin ein Bedarf
an einem stufenlos veränderlichen Übersetzungsgetriebe
mit einem verbesserten kinematischen Bereich, das in der Lage ist,
rasche Änderungen
des Übersetzungsverhältnisses
auszuführen
und das Vorteil aus Motorschleppdrehmoment zieht.
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Weiterhin arbeiten herkömmliche
unrunde Zahnräder
mit standardmäßigen Evolventenzähnen. Während Evolventenzähne für die Verwendung
in runden Zahnrädern
annehmbar sind, verursachen Evolventenzähne bei Verwendung in unrunden
Zahnrädern
ständige
Schwankungen der Überdeckung. Diese
Schwankungen der Überdeckung
verursachen ein übermäßiges Getriebegeräusch. Weiterhin
erreicht die Überdeckung
bei Evolventenzähnen
selbst bei runden Zahnrädern
selten 2,0. Demzufolge wird die Last, die die Zahnräder tragen
können,
begrenzt. Obwohl die Überdeckung
erhöht
werden kann, indem die Zähne
gedreht werden, erzeugen gedrehte Zähne Punktberührung, die
Hertz'sche Spannung verursacht. Demzufolge besteht weiterhin ein
Bedarf an unrunden, Zahnrädern
mit einer konstanten Überdeckung,
die vorzugsweise mindestens 2,0 beträgt.
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KURZFASSUNG DER ERFINDUNG
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Erfindungsgemäß wird ein stufenloses Übersetzungsgetriebe
bereitgestellt, das die Unzulänglichkeiten
des Standes der Technik überwindet.
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Das stufenlose Übersetzungsgetriebe nach der
vorliegenden Erfindung umfasst in einem Ausführungsbeispiel nach dem unabhängigen Anspruch
1 ein Dreheingangsglied, ein Drehausgangsglied, ein Paar Zahnräder mit
veränderlichem Übersetzungsverhältnis, eine
multidirektionale Kupplung zugehörig zu
den Zahnradsätzen
und ein Stellglied zugehörig zu
der Kupplung. Die Kupplung kuppelt die Zahnradsätze an die Drehglieder über eine
gemeinsame Winkelperiode. Das Übersetzungsgetriebe
umfasst weiterhin einen Phasenwinkelvariator zugehörig zu mindestens
einem der Zahnradsätze
zum Ändern
einer Drehwinkelverschiebung zwischen den Zahnradsätzen. Demzufolge
kann das Übersetzungsverhältnis des Übersetzungsgetriebes
verändert
werden, während
das Übersetzungsverhältnis über die
Winkelperiode gleich beibehalten wird.
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In einem weiteren Ausführungsbeispiel
der Erfindung nach dem unabhängigen
Anspruch 25 umfasst das Übersetzungsgetriebe
erste und zweite unrunde Antriebszahnräder, gekuppelt an eines der Drehglieder,
und eine Vielzahl von Getriebebaugruppen mit veränderlichem Übersetzungsverhältnis, die um
das Drehglied angeordnet sind. Die Getriebebaugruppen sind an die
unrunden Zahnräder
und das andere der Drehglieder gekuppelt, um ein gleichmäßiges Übersetzungsverhältnis zwischen
den Drehgliedern bereitzustellen. Jede Getriebebaugruppe umfasst
eine Zwischenwelle mit ersten und zweiten unrunden angetriebenen
Zahnrädern,
die in die ersten bzw. zweiten angetriebenen Zahnräder eingreifen. Vorzugsweise
beinhaltet das Übersetzungsverhältnis eines
jeden Paares erster angetriebener Zahnräder/Antriebszahnräder und
das Übersetzungsverhältnis eines
jeden Paares zweiter angetriebener Zahnräder/Antriebszahnräder einen
konstanten Beschleunigungsbereich.
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Jede Getriebebaugruppe umfasst auch
eine multidirektionale Kupplung zugehörig zu dem ersten bzw. dem
zweiten Zahnradpaar mit veränderlichem Übersetzungsverhältnis, sowie
ein Stellglied zugehörig
zu der Kupplung für
Kuppeln der jeweiligen Zahnradpaare mit veränderlichem Übersetzungsverhältnis an
die Drehglieder. Vorzugsweise werden die regelbaren Zahnräder einer
jeden Getriebebaugruppe über
eine Winkelperiode an die Drehglieder gekuppelt, wenn sich das Übersetzungsverhältnis sowohl des
ersten als auch des zweiten regelbaren Zahnradpaares der jeweiligen
Getriebebaugruppe linear ändert,
so dass ein gleichmäßiges Übersetzungsverhältnis über die
betreffende Winkelperiode bereitgestellt wird. Außerhalb
dieser Periode ist mindestens eines der regelbaren Zahnradpaare
von den Drehgliedern entkuppelt. Weiterhin ist das Auftreten der Winkeldauer
für jede
der Getriebebaugruppen zumindest gleichendend, so dass ein kontinuierlich gleichmäßiges Übersetzungsverhältnis zwischen den
Drehgliedern bereitgestellt wird.
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Das Übersetzungsgetriebe umfasst
auch einen Phasenwinkelvariator zugehörig zu den regelbaren Zahnradpaaren
zum Ändern
der Drehwinkelverschiebung zwischen den ersten Zahnradpaaren und den
zweiten Zahnradpaaren einer jeden Getriebebaugruppe; um das Übersetzungsverhältnis des Übersetzungsgetriebes
nach Bedarf zu ändern.
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Die regelbaren Zahnradpaare haben
eine konstante Überdeckung,
und ein Verfahren zur Festlegung von Zahnflanken für solche
Zahnräder
für Bereitstellen
einer konstanten Überdeckung
wird ebenfalls vorgestellt. Gemäß diesem
Verfahren werden Zahnflanken für
die regelbaren Zahnräder
mit konstanter Überdeckung
festgelegt, indem zuerst ein Teilungsort für eines der unrunden Zahnräder ermittelt
wird. Danach wird der Teilungsort in Teilungsortbereiche unterteilt.
Ein effektiver Teilkreisort für
die Teilungsortbereiche wird danach durch Projizieren der Teilungsortbereiche
auf eine Mittellinie, die Mittelpunkte der unrunden Zahnräder miteinander
verbindend, ermittelt. Danach wird ein effektiver Erzeugerkreisort
für den
effektiven Teilkreisort gemäß einem gewünschten
Eingriffswinkel zwischen den unrunden Zahnrädern ermittelt. Schließlich wird
ein Kongruenzort für
die Zahnräder
von dem effektiven Erzeugerkreis ermittelt.
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KURZE BESCHREIBUNG
DER ZEICHNUNGEN
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Die bevorzugten Ausführungsbeispiele
der Erfindung werden nun exemplarisch unter Verweis auf die Zeichnungen
beschrieben. Erläuterung
der Zeichnungen:
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1 und 1a bis 1f veranschaulichen bestimmte stufenlose
Getriebe des Standes der Technik.
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2 und 2a bis 2h veranschaulichen bestimmte stufenlose
Getriebe gemäß der vorliegenden Erfindung
und zeigen den Zahnradsatz mit veränderlichem Übersetzungsverhältnis, die
multidirektionale Kupplung und das Schattennocken-Stellglied.
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3a bis 3d veranschaulichen Varianten der
multidirektionalen Kupplung.
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4a bis 4c veranschaulichen eine
Variante des Schattennocken-Stellgliedes.
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5a, 5b veranschaulichen eine
Variante des Schattennocken-Stellgliedes mit eingebautem Kipphebel.
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6, 6a, 6b veranschaulichen weitere Varianten
des Schattennocken-Stellgliedes.
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7 und 7a bis 7c veranschaulichen weitere Varianten
des Schattennocken-Stellgliedes
mit eingebauten Rollenkugeltastern.
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8, 8a, 9, 9a, 10 und 10a veranschaulichen weitere Varianten
des in 7 und 7a bis 7c gezeigten Schattennocken-Stellgliedes.
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11, 11a bis 11b veranschaulichen
den Phasenwinkelvariator zur Anwendung mit den erfindungsgemäßen stufenlosen
Getrieben.
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12, 13, 13a, 13b, 14, 14a, 14b veranschaulichen
bestimmte Varianten des Phasenwinkelvariators.
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15 und 15a bis 15i veranschaulichen eine bevorzugte
Zahnflankenform zur Verwendung als Teil eines regelbaren Zahnradsatzes;
und
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16, 16a, 16b, 17 veranschaulichen
bestimmte bevorzugte Ausführungen
der erfindungsgemäßen stufenlosen
Getriebe.
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AUSFÜHRLICHE
BESCHREIBUNG DER BEVORZUGTEN AUSFÜHRUNGSBEISPIELE
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Zum besseren Verständnis der
Erfindung werden zuerst einige stufenlose Getriebe des Standes der
Technik unter Verweis auf 1a bis 1f beschrieben, gefolgt von einer Diskussion
eines Ausführungsbeispieles
der Erfindung beginnend mit 2. 1, 1a zeigen eine Teilgruppierung der Komponenten
eines stufenlosen Getriebes des Standes der Technik. Das Übersetzungsgetriebe
umfasst ein Ausgangszahnrad 1, das an eine Ausgangswelle 1.1 gekuppelt
ist; eine erste Eingangswelle 3.1 mit einem ersten unrunden
Antriebsrad 3; und eine zweite Eingangswelle 12.1,
die drehbar an die erste Eingangswelle 3.1 gekuppelt ist
und ein zweites unrundes Antriebsrad 12 enthält. Das
zweite unrunde Zahnrad 12 kann winkelig relativ zu dem
ersten unrunden Zahnrad 1 gedreht werden, indem die zweite Eingangswelle 12.1 durch
einen Phasenwinkelvariator (nicht dargestellt) relativ zu der ersten
Eingangswelle 3.1 gedreht wird.
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Das stufenlose Getriebe des Standes
der Technik beinhaltet weiterhin vier baugleiche regelbare Getriebebaugruppen
in gleichen Winkelintervallen um die Eingangswelle 3.1 und
die Ausgangswelle 1.1 herum. Der Einfachheit halber ist
nur eine regelbare Getriebebaugruppe dargestellt. Jede der regelbaren Getriebebaugruppen
umfasst eine Zwischenwelle 13, ein erstes unrundes angetriebenes
Zahnrad 4, drehbar um die Zwischenwelle 13 und
eingreifend in das erste unrunde Antriebsrad 3; ein zweites
unrundes angetriebenes Zahnrad 11, drehbar zwischen der
Zwischenwelle 13 und eingreifend in das zweite unrunde
Antriebsrad 12; und ein Differentialgetriebe, gekuppelt
an das erste und das zweite angetriebene Zahnrad 4, 11 zum
Kombinieren des von dem ersten und dem zweiten Zahnradsatz an die
Ausgangswelle 1.1 übergebenen
Drehmomentes. Das Differentialgetriebe umfasst ein erstes Kegelrad 8,
ein zweites Kegelrad 10 und einen Käfig 9 mit Ritzeln 9.1,
eingreifend in das erste und das zweite Kegelrad 8, 10.
Der Käfig 9 ist
an die Zwischenwelle 13 gekuppelt, an der ein Abtriebsrad 2 drehfest
gelagert ist. Das Abtriebsrad 2 selbst ist an das Ausgangszahnrad 1 gekuppelt und
daher an die Ausgangswelle 1.1. Das zweite Kegelrad 10 ist
drehfest an dem zweiten angetriebenen Zahnrad 11 gelagert,
während
das erste Kegelrad 8 durch einen Einwegfreilauf an das
erste angetriebene Zahnrad 4 gekuppelt ist. Demzufolge
wird das in 1, 1a gezeigte Übersetzungsgetriebe
als „Kegel/Kegel"-Getriebe
bezeichnet.
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Der Freilauf umfasst ein röhrenförmiges äußeres Kupplungsgleitstück 7 und
einen röhrenförmigen inneren
Kupplungskörper 5,
der mit dem Kupplungsgleitstück 7 versehen
und drehfest an dem ersten unrunden angetriebenen Zahnrad 4 gelagert
ist. Wie aus dem Iosgelösten
Diagramm von 1 ersichtlich
ist, definieren die innere röhrenförmige Fläche des
Kupplungsgleitstückes 7 und
die äußere röhrenförmige Fläche des
Kupplungskörpers 5 eine
Vielzahl von Spiralkanälen,
in denen eine Vielzahl von Kupplungsrollen 6 festgehalten
werden. Demzufolge verriegelt der Freilauf in einer Richtung und
ist in der entgegengesetzten Richtung freilaufend.
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Die Funktionsweise des in 1 dargestellten stufenlosen
Getriebes des Standes der Technik kann verstanden werden, indem
auf die in 1 b dargestellten
Schemata verwiesen wird. Schema 1 von 1b zeigt die Änderung des Übersetzungsverhältnisses W4 des Paares erster unrunder Zahnräder 3, 4,
die Änderung
des Übersetzungsverhältnisses W11 des Paares zweiter unrunden Zahnräder 12, 11 und
die Änderung
des Übersetzungsverhältnisses R
durch das Übersetzungsgetriebe über eine
Umdrehung der Eingangswelle 3.1, 12.1, wenn die
ersten unrunden Zahnräder 3,4 phasengleich
mit den zweiten unrunden Zahnrädern 12, 11 sind.
Wie offensichtlich ist, erhöht
sich das Übersetzungsverhältnis der ersten
unrunden Zahnräder 3,4 linear über die
ersten 220° der
Drehung der Eingangswelle, und danach nimmt es nichtlinear über die
folgenden 140° der
Drehung der Eingangswelle ab.
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Das Übersetzungsverhältnis R wird
durch die Gleichung R = (W4 + W11)/2
wiedergegeben. Demzufolge nimmt das Übersetzungsverhältnis der zweiten
unrunden Zahnräder 12, 11 über die
ersten 120° der
Drehung der Eingangswelle linear mit der gleichen Geschwindigkeit
ab wie das Übersetzungsverhältnis der
ersten unrunden Zahnräder 3, 4 während dieses
Intervalls zunimmt, um ein konstantes Übersetzungsverhältnis R
bereitzustellen. Das Übersetzungsverhältnis der
zweiten unrunden Zahnräder 12, 11 nimmt über die
folgenden 140° der
Drehung der Eingangswelle zu.
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Wie in dem Schema 1 gezeigt,
bleibt das Übersetzungsverhältnis R
erwartungsgemäß über die
ersten 120° der
Drehung der Eingangswelle konstant. Danach überholt die Zwischenwelle 13 das
erste Kegelrad 8, so dass das erste und das zweite unrunde
Zahnrad von der Eingangswelle und der Ausgangswelle entkuppelt werden.
Demzufolge überträgt die regelbare
Getriebebaugruppe nach diesem Punkt und solange, bis die Eingangswellen
in ihre Ausgangsstellung zurück
kehren, kein Drehmoment auf die Ausgangswelle 1.1. Jede
der drei anderen regelbaren Getriebebaugruppen (nicht dargestellt)
beginnt jedoch in der Reihenfolge nach jeweils 90° Eingangswellendrehung
zu arbeiten: Demzufolge bleibt das Übersetzungsverhältnis R des Übersetzungsgetriebes über die
gesamte 360-Grad-Umdrehung der Eingangswellen 3.1, 12.1 bei
1,0 konstant.
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Schema 2 zeigt die Änderung
des Übersetzungsverhältnisses W4 des Paares erster unrunder Zahnräder 3,4,
die Änderung
des Übersetzungsverhältnisses W11 des Paares zweiter unrunder Zahnräder 12. 11 und
die Änderung
des Übersetzungsverhältnisses R durch
das Übersetzungsgetriebe über eine
Umdrehung der Eingangswellen 3.1, 12.1, wenn die
zweiten unrunden Zahnräder 12, 11 um
110° relativ
zu den ersten unrunden Zahnrädern 3, 4 weitergeschaltet
werden. Bei diesem Phasenwinkel fällt das Übersetzungsverhältnis R
des Getriebes für
die Periode, in der der Freilauf gesperrt ist, auf 0,75 ab. Dieses
Intervall stimmt mit dem gemeinsamen Intervall überein, in dem sich die Übersetzungsverhältnisse des
ersten und des zweiten unrunden Zahnradpaares linear verändern, um
ein konstantes Übersetzungsverhältnis R bereitzustellen.
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Schema 3 zeigt die Änderung
des Übersetzungsverhältnisses
des Paares erster unrunder Zahnräder 3, 4 und
des Paares zweiter unrunder Zahnräder 12, 11 sowie
die Änderung
des Übersetzungsverhältnisses R durch
das Übersetzungsgetriebe über eine
Umdrehung der Eingangswellen 3.1, 12.1, wenn die
zweiten unrunden Zahnräder 12, 11um
110° relativ
zu den ersten unrunden Zahnrädern 3, 4 verzögert werden
und wenn die Orientierung des Freilaufes umgekehrt wird. Bei diesem
Phasenwinkel erhöht
sich das Übersetzungsverhältnis R des Übersetzungsgetriebes
für das
Intervall, in dem der Freilauf gesperrt ist, auf 1,25. Erneut stimmt
dieses Intervall mit dem gemeinsamen Intervall, in dem sich die Übersetzungsverhältnisse
des ersten und des zweiten unrunden Zahnradpaares linear verändern, um
ein konstantes Übersetzungsverhältnis R bereitzustel-len. Demzufolge wird
ersichtlich sein, dass sich die Verstärkung des "Kegel/Kegel"-Getriebes in einer
Richtung um 33% (zwischen 110° und
0°) und
in der anderen Richtung um 25% (zwischen 0° und –110°) ändern kann.
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1c zeigt
ein weiteres stufenloses Getriebe des Standes der Technik, das im
Wesentlichen identisch mit dem in 1, 1a gezeigten Getriebe ist,
außer
dass das erste unrunde Zahnrad 4 drehfest an der Zwischenwelle 13 und
dem Käfig 9 gelagert ist,
während
das zweite Kegelrad 10 an das Abtriebszahnrad 2 gekuppelt
ist. Demzufolge wird das in 1c gezeigte
Getriebe als „Kegel/Träger"-Getriebe
bezeichnet.
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Schemata 1, 2 und 3 von 1d zeigen die Änderung
des Übersetzungsgetriebes W4 des Paares erster unrunder Zahnräder 3, 4,
die Änderung
des Übersetzungsverhältnisses W11 des Paares zweiter unrunder Zahnräder 12, 11 und
die Änderung
des Übersetzungsverhältnisses
R durch das Übersetzungsgetriebe über eine
Umdrehung der Eingangswellen 3.1, 12.1. Wie offensichtlich
sein wird, erhöht sich
das Übersetzungsverhältnis über die
ersten 220° der
Drehung der Eingangswelle linear und nimmt danach über die
nächsten
140° der
Drehung der Eingangswelle nichtlinear ab.
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Das Übersetzungsverhältnis R wird
durch die Gleichung R = 2W11 – W4 wiedergegeben. Demzufolge erhöht sich
auch das Übersetzungsverhältnis der
zweiten unrunden Zahnräder 12, 11 über die
ersten 220° der
Drehung der Eingangswelle linear, um in diesem Intervall ein konstantes Übersetzungsverhältnis bereitzustellen.
Das Übersetzungsverhältnis der zweiten
unrunden Zahnräder 12, 11 nimmt über die nachfolgenden
140° der
Drehung der Eingangswelle ab.
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Wie in Schema 1 gezeigt, bleibt das Übersetzungsverhältnis R über die
ersten 220° der
Drehung der Eingangswelle erwartungsgemäß konstant. Danach überholt
die Zwischenwelle 13 das erste Kegelrad 8, wodurch
das erste und das zweite unrunde Zahnradpaar von der Eingangswelle
und der Ausgangswelle entkuppelt werden.
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Die Übersetzungsverhältnisse R für die Phasenwinkel
+110° und –110° werden in
den Schemata 2 bzw. 3 von 1d gezeigt. Aus diesen Schemata geht
hervor, dass das Intervall, in dem der überholende Freilauf gesperrt
ist, mit dem gemeinsamen Intervall, übereinstimmt, in dem sich die Übersetzungsverhältnisse
des ersten und des-zweiten unrunden Zahnradpaares linear ändern, um
ein konstantes Übersetzungsverhältnis R
bereitzustellen. Aus diesen Schemata wird weiter offensichtlich,
dass sich die in 1c gezeigte
Verstärkung
des „Kegel/Träger"-Getriebes
in einer Richtung um 50% und in der entgegengesetzten Richtung um
100% ändern
kann (bei umgekehrter Orientierung des Freilaufes).
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1e zeigt
ein weiteres stufenloses „Kegel/Träger"-Getriebe
des Standes der Technik, das im Wesentlichen identisch mit dem in 1c gezeigten „Kegel/Träger" Getriebe
ist, außer
dass das Differentialgetriebe ein Zahnradübersetzungsverhältnis von
2 : 1 hat. Wie in 1f gezeigt,
hat sich die in 1e gezeigte
Verstärkung
des „Kegel/Träger"-Getriebes
um 200% in einer Richtung geändert, während in
der entgegengesetzten Richtung stufenlose Übersetzung vorliegt (bei umgekehrter
Orientierung des Freilaufes).
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Nunmehr unter Bezugnahme auf 2, 2a wird eine regelbare Getriebebaugruppe
eines stufenlosen Getriebes 100 nach einem ersten Ausführungsbeispiel
der vorliegenden Erfindung gezeigt. Wie oben umfasst das Getriebe 100 vier
baugleiche regelbare Getriebebaugruppen, die vorzugsweise in gleichen
Phasenintervallen um die Eingangswelle 3.1 und die Ausgangswelle 1.1 angeordnet
sind, obwohl sie auch in ungleichen Winkelintervallen bei einer
möglichen
Reduzierung der Leistung angeordnet werden können. Der Einfachheit halber
wird nur eine regelbare Getriebebaugruppe gezeigt.
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Das stufenlose Getriebe 100 umfasst
ein „Kegel/Kegel"-Getriebe ähnlich der
Konstruktion des stufenlosen „Kegel/Kegel"-Getriebes,
das in 1, 1a gezeigt wird. Im Gegensatz
zu dem in 1, 1 a gezeigten „Kegel/Kegel"-Getriebe
ist jedoch der Käfig 5 des
Einwegfreilaufes durch eine Muffe 5.1 ersetzt, die um die
Zwischenwelle 13 herum angeordnet und drehfest mit dem
ersten unrunden angetriebenen Zahnrad 4 gelagert ist. Weiterhin
beinhaltet jede regelbare Getriebebaugruppe des Getriebes 100 eine
programmierbare multidirektionale Kupplung und ein Stellglied als
Ersatz für
den Einwegfreilauf.
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Die multidirektionale Kupplung wurde
in der veröffentlichten
PCT-Patentanmeldung Nr. 98/01072 beschrieben und umfasst einen ortsbeweglichen
konischen Innenring 20, der durch Längsnute bx an die Muffe 5.1 gekuppelt
ist, einen röhrenförmigen äußeren Kupplungskörper 20,
der an das erste Kegelrad 9.1 gekuppelt ist, und ein konisches
inneres Gleitstück 21,
das zwischen dem konischen Laufring 20 und dem Kupplungskörper 22 angeordnet
ist. Der konische Laufring 20 umfasst eine äußere konische Laufringfläche, und
das Gleitstück 21 umfasst
eine innere konische Laufringfläche,
die auf die konische Laufringfläche
des konischen Laufrings 20 trifft. Das Gleitstück 21 umfasst
einen äußeren Laufring,
und der Kupplungskörper 22 umfasst
einen inneren Laufring, was zusammen mit dem äußeren Laufring des Gleitstückes 21 einen
Kanal zwischen dem Gleitstück 21 und
dem Kupplungskörper 22 definiert.
Der Kanal umfasst eine Vielzahl von Taschen für das Festhalten von Wälzkörpern 6 darin,
angeordnet anstoßend
an die Laufringe. Demzufolge, wenn der konische Laufring 20 axial
nach innen in die Kupplung gedrückt
wird, während
sie sich relativ zu dem Kupplungskörper 22 dreht, greift
die äußere Laufringfläche des
Laufrings 20 in die innere Laufringfläche des Gleitstückes 21 ein
und bewirkt dabei, dass die Wälzkörper 6 nach
oben in ihre jeweiligen Taschen rollen und dass das Gleitstück 21 nach
innen gegen den konischen Laufring 20 gedrückt wird,
wobei der konische Laufring 20 in beiden Richtungen gegen
den Kupplungskörper 22 festgestellt
wird. Umgekehrt, wenn der konische Laufring 20 axial von
der Kupplung weggezogen wird, rollen die Wälzkörper 6 ihre jeweiligen
Taschen nach unten und bewirken, dass sich das Gleitstück 21 von
dem konischen Laufring 20 zurückzieht, wobei sich der konische
Laufring 20 in beiden Richtungen relativ zu dem Kupplungskörper 22 drehen
kann.
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Das Stellglied dient dazu, den konischen Laufring
in die Kupplung einzufügen
und aus dieser zurückzuziehen,
dabei die ersten unrunden Zahnräder 3, 4 und
die zweiten unrunden Zahnräder 12, 11 an
die Eingangswelle zu kuppeln bzw. von dieser zu entkuppeln. Das
Stellglied umfasst einen ersten Schattennocken 16, der
an die erste Eingangswelle 3.1 gekuppelt ist; einen zweiten
Schattennocken 16b, der an die zweite Eingangswelle 12.1 gekuppelt ist;
einen Schattennockendeckelring 17, der drehbar um die Muffe 5.1 angeordnet
ist und eine Vielzahl von sich dadurch erstreckenden Öffnungen
umfasst; eine Vielzahl von doppelseitigen Entkupplungskegelstiften 19,
die in den Öffnungen
angeordnet sind; einen stationären
Endring 18, der drehfest an der Muffe 5.1 zwischen
dem ersten unrunden angetriebenen Zahnrad 4 und dem Schattennockendeckelring 17 gelagert
ist; einen beweglichen Endring 24, der drehfest an der
Muffe 5.1 zwischen einem Ende des konischen Laufrings 20
und dem Schattennockendeckelring 17 gelagert ist; und eine
Feder s1, die neben dem gegenüberliegenden Ende des konischen
Laufrings 20 angeordnet ist. Die Schattennocken 16, 16a drehen
sich gegen den Schattennockendeckelring 17 und umfassen
jeweils eine Nockenerhebung, die mit den nichtlinearen Bereichen
der Übersetzungsverhältnisse
der jeweiligen unrunden Zahnradpaare 3, 4; 12, 11 synchronisiert
ist.
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Wenn sich die Nockenerhebung gegen
den Nockendeckelring 17 dreht, wird der. Nockendeckelring 17 von
der Nockenerhebung nach oben gedrückt, wobei der bewegliche Endring 24 den
konischen Laufring 20 aus der multidirektionalen Kupplung
ausstößt und dabei
das erste Kegelrad 8 von dem ersten unrunden angetriebenen
Zahnrad 4 entkuppelt. Nachdem sich die Nockenerhebung von dem
Nockendeckelring 17 weg gedreht hat, bewegt sich der Nockendeckelring 17 nach
unten, wobei der konische Laufring über die von der Feder s1 ausgeübte Kraft
in die Kupplung hinein gedrückt
wird.
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Unterschemata a) und b) von 2b veranschaulichen die
ersten unrunden Zahnräder 3, 4 und die
entsprechenden Schattennocken 16. Unterschemata c) und
d) von 2b veranschaulichen
die zweiten unrunden Zahnräder 12, 11 und
die entsprechenden Schattennocken 16a, wenn der Phasenwinkel
zwischen den ersten und den zweiten unrunden Zahnrädern 0°, +110° und –110° beträgt. Unterschema
e) von 2b zeigt, dass
die gemeinsame Winkelperiode, während
derer beide des ersten und des zweiten unrunden Zahnrades an die
Eingangswelle und die Ausgangswelle gekuppelt sind, mit dem Winkelintervall übereinstimmt,
bei dem die Beschleunigung des ersten und des zweiten unrunden Zahnradpaares
konstant ist. Wie oben diskutiert, gewährleistet die Forderung, dass
das Übersetzungsverhältnis R des Übersetzungsgetriebes über die
Periode, während
der das erste und das zweite ungerade Zahnradpaar an die Eingangswelle
und die Ausgangswelle gekuppelt sind, konstant bleibt. Das Intervall,
während
dessen das erste und das zweite ungerade Zahnradpaar von der Eingangswelle
und der Ausgangswelle entkuppelt sind, tritt auf, wenn die Beschleunigung
des ersten und/oder des zweiten ungeraden Zahnrades nicht gleichmäßig ist.
Da die Schattennocken 16, 16a an die Eingangswellen 3.1, 12.1 gekuppelt
sind, stimmt das letztgenannte Winkelintervall mit den nichtlinearen
Bereichen der Teilkreise der Antriebsräder 3, 12 überein.
Wie weiter unten diskutiert werden wird, kann das Winkelintervall,
bei dem das erste und das zweite unrunde Zahnradpaar von der Eingangswelle
und der Ausgangswelle entkuppelt sind auch mit den nichtlinearen
Bereichen der Teilkreise der angetriebenen Zahnräder 4, 11 übereinstimmen.
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Das Diagramm in 2b veranschaulicht die Änderung
der Übersetzungsverhältnisse
des Paares der ersten unrunden Zahnräder 3, 4 und
des Paares der zweiten unrunden Zahnräder 12, 11,
und die Änderung
des Übersetzungsverhältnisses
R durch das Übersetzungsgetriebe 100 über eine
Umdrehung der Eingangswelle 3.1, 12.1, wenn die
zweiten unrunden Zahnräder 12, 11 den
ersten unrunden Zahnrädern 3, 4 um
110° vorauseilen
und gegenüber den
ersten unrunden Zahnrädern 3, 4 um
110° nacheilen.
Wie ersichtlich sein wird, bleibt das Übersetzungsverhältnis R
durch das Übersetzungsgetriebe 100 konstant
bei 0,75, wenn der Phasenwinkel +110° beträgt, und es erhöht sich
auf 1,25, wenn der Phasenwinkel –110° beträgt. Demzufolge beträgt die Verstärkung der
Kraftübertragung 100 gleich
166%, was eine sehr deutliche Verbesserung gegenüber bekannten Ausführungen
darstellt. Da die multidirektionalen Kupplungen weiterhin in beiden
Richtungen sperren oder freilaufen können, kann das Übersetzungsgetriebe 100 Motorbremswirkung
ausnutzen. Daher kann die Ausgangswelle 1.1 als Drehmomentantriebsglied
wirken, wobei die Eingangswellen 3.1, 12.1 als
Drehmomentabtriebsglieder wirken, wenn dies so gewünscht wird.
In diesem Fall würde
das Differentialgetriebe als Drehmomentverteiler wirken, der das
Eingangsdrehmoment zwischen dem ersten unrunden Zahnradpaar und
dem zweiten unrunden Zahnradpaar aufteilt.
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2c zeigt
ein stufenloses „Kegel/Träger"-Getriebe
200 nach einem zweiten Ausführungsbeispiel
der vorliegenden Erfindung. Das stufenlose Getriebe 200 ist
im Wesentlichen identisch mit dem in 1c gezeigten „Kegel/Träger"-Getriebe,
außer dass
der Käfig 5 durch
einen Einwegfreilauf mit einer Muffe 5.1 ersetzt ist, der
um die Zwischenwelle 13 angeordnet und drehfest an dem
ersten unrunden angetriebenen Zahnrad 4 gelagert ist, und
der Einwegfreilauf durch eine programmierbare multidirektionale Kupplung
und ein Schwinghebel-Stellglied ersetzt wird. Wie in 2d gezeigt, hat sich die
in 2c gezeigte Verstärkung der
Kraftübertragung
auf 300% in beiden Richtungen geändert,
was wiederum eine sehr deutliche Verbesserung gegenüber bekannten Ausführungen
ist.
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2e fasst
die unrunden Zahnräderpaare für das „Kegel/Kegel"-Getriebe
100 und das „Kegel/Träger"Getriebe
200 zusammen Diagramme a) und b) von Abbildung, 2e veranschaulichen
das erste und das zweite unrunde Zahnradpaar für das "Kegel/Kegel"-Getriebe
100. Die ersten unrunden Zahnradpaare 3, 4 für das „Kegel/Kegel"-Getriebe 100 werden
als von gleicher Größe wie die
zweiten unrunden Zahnradpaare 12, 11 gezeigt,
außer
dass die zweiten unrunden Zahnräder 12, 11 gekippt
und um 180 Grad gedreht sind, um die in 2b gezeigten Übersetzungsverhältnisprofile
be reitzustellen. Diagramme b) und c) von 2e veranschaulichen das erste und das
zweite unrunde Zahnradpaar für
das „Kegel/Träger"-Getriebe
200. Die ersten unrunden Zahnradpaare 3, 4 für das „Kegel/Kegel"-Getriebe 200
sind ebenso ausgerichtet wie die zweiten unrunden Zahnradpaare 12, 11,
erzeugen jedoch die doppelte Winkelbeschleunigung wie die zweiten
unrunden Zahnradpaare 12, 11, um die in 2b gezeigten Übersetzungsverhältnisprofile
bereitzustellen.
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Zahlreiche Varianten der vorstehenden
Ausführungsbeispiele
können
ausgeführt
werden. 2f zeigt ein
stufenloses „Kegel/Träger"-Getriebe
300 nach einem dritten erfindungsgemäßen Ausführungsbeispiel. Das „Kegel/Träger"-Getriebe
300 ist im Wesentlichen identisch mit dem in 1e gezeigten „Kegel/Träger"-Getriebe, außer dass
der Käfig 5 des
Einwegfreilaufes durch eine Muffe 5.1 ersetzt ist, die
um die Zwischenwelle 13 herum angeordnet und drehfest an
dem ersten unrunden angetriebenen Zahnrad 4 gelagert ist,
und dass der Einwegfreilauf durch eine programmierbare multidirektionale
Kupplung und ein Schwinghebel-Stellglied ersetzt wird. Wegen des Übersetzungsverhältnisses des
Differentialgetriebes von 2 : 1 können das erste und das zweite
unrunde Zahnradpaar die gleiche Winkelbeschleunigung erzeugen. Die
Verstärkungsmerkmale
des Getriebes 300 sind dahingehend ähnlich denen des in 1e gezeigten Getriebes,
dass das Getriebe 300 eine stufenlose Übersetzung bereitstellen kann.
Wie weiter unten diskutiert werden wird, ist dieses Merkmal vorteilhaft,
wenn das Getriebe 300 in einem Kraftfahrzeug verwendet
wird, da es ermöglicht,
dass das Ausgangsdrehmoment des Getriebes 300 auf Null
abfällt,
wenn das Fahrzeug angehalten wird.
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2g zeigt
ein stufenloses „Kegel/Träger"-Getriebe
400, das im Wesentlichen identisch mit dem in 2c gezeigten „Kegel/Träger"-Getriebe 200 ist, außer dass
das Differentialgetriebe durch einen Planetenradsatz ersetzt wird,
der ein Hohlrad 8, ein Ritzel 10, einen Käfig 9 und
ein Umlaufrad 9.1 umfasst. Mit dem Hohlrad-Ritzel-Verhältnis, eingestellt
auf das Verhältnis
des ersten und des zweiten Kegelrades 8, 10 des
Differentialgetriebes, wird die Verstärkung des Getriebes 400 gleich
der für
das Getriebe 200 sein.
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2h zeigt
ein stufenloses „Kegel/Träger"-Getriebe
500, das im Wesentlichen identisch mit dem in 2g gezeigten „Kegel/Träger"-Getriebe 400 ist, außer dass
das Differentialgetriebe durch eine koplanare Zahnradgetriebeschleife
ersetzt wird. Die koplanare Zahnradgetriebeschleife wurde in der veröffentlichten
PCT-Patentanmeldung
98/01019 vorgestellt und umfasst ein Ritzel 10, ein Innenzahnrad 8,
angeordnet um das Ritzel 10 herum und koaxial mit dem Ritzel 10,
und eine Käfigbaugruppe 9 mit einem
Hohlrad 9.1. Das Hohlrad 9.1 hat eine Innenfläche, die
in das Ritzel 10 eingreift, und eine Außenfläche, die in das Winkelrad 8 eingreift.
Die Käfigbaugruppe 9 umfasst
ebenfalls eine exzentrische Führung
zur Anordnung eines Hohlrades 9.1 koplanar und exzentrisch
relativ zu dem Ritzel 10 und dem Winkelrad B. Bei einem
Hohlrad-Ritzel-Verhältnis eingestellt
auf 3/2 wird die Verstärkung
des Getriebes 500 gleich der des Getriebes 200 sein.
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Bis hierher haben alle vorstehenden
Ausführungsbeispiele
eine Kupplung mit einem inneren konischen Laufring 20 wie
oben beschrieben und in 3c gezeigt
verwendet. Die Erfindung ist jedoch nicht darauf beschränkt. Vielmehr
kann die Kupplung anstelle dessen einen äußeren konischen Laufring 20,
einen röhrenförmigen Kupplungskörper 22 und ein
konisches Gleitstück 21,
angeordnet zwischen dem äußeren konischen
Laufring 20 und dem inneren Kupplungskörper 22, wie in 3a, 3b gezeigt, umfassen. Alternativ dazu
und anstatt dass das Stellglied den konischen Laufring 20 in
die Kupplung einschiebt und aus der Kupplung zurückzieht kann das Stellglied
das Gleitstück 21 in
die Kupplung einschieben und aus der Kupplung zurückziehen,
wie in 3b, 3d gezeigt. Zahlreiche andere
Varianten der Kupplung werden dem Durchschnittsfachmann offensichtlich
sein.
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Weiterhin haben alle bisher in dieser
Patentschrift beschriebenen Stellglieder für Kuppeln und Entkuppeln des
ersten und des zweiten unrunden Zahnradpaares an die und von der
Eingangswelle und Ausgangswelle Schattennocken 16, 16a umfasst,
die eine Vielzahl von doppelseitigen Entkupplungskegeln 19 antreiben.
Jedoch sind andere Ausführungen
des Stellgliedes möglich.
Eine solche Ausführung
wird in 4a bis 4c gezeigt
und umfasst ein Paar Schattennocken 16, 16a, gekuppelt
an die entsprechende Eingangswelle 3.1, 12.1,
einen kreisförmigen
Schattennockendeckelring 17 anstoßend an die Schattennocken 16, 16a,
und eine Entkupplungsscheibe 57 angeordnet innerhalb des
Nockendeckelringes 14 und beinhaltend V-Nuten auf beiden Endflächen der
Entkupplungsscheibe 57, und Rollenlager b2 zwischen
dem Nockendeckelring 17 und der Entkupplungsscheibe 57,
um Drehung des Nockendeckelringes 17 relativ zu der Entkupplungsscheibe 57 zu
ermöglichen.
Das Stellglied umfasst weiterhin einen axial befestigten kreisförmigen Kegellaufring 56,
angeordnet zwischen dem ersten unrunden angetriebenen Zahnrad 4 und
dem Schattennockendeckelring 17 und enthaltend einen Axialkegel übereinstimmend
mit der V-Nut auf einer Endfläche
der Entkupplungsscheibe 57, sowie einen beweglichen kreisförmigen Kegellaufring 58,
angeordnet zwischen der Kupplung und dem Schattennockendeckelring 17 und
beinhaltend einen Axialkegel übereinstimmend mit
der V-Nut auf der gegenüberliegenden
Endfläche der
Entkupplungsscheibe 57. Weiterhin umfasst der bewegliche
kreisförmige
Kegellaufring 58 einen sich in Achsrichtung erstreckenden
konischen Flansch gegenüber
dem Axialkegelbereich desselben, der durch Längsnute bx drehfest an dem
Winkelrad 8 gelagert ist und den konischen Laufring 20 der
Kupplung ersetzt.
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Das in 4a bis 4c gezeigte Stellglied arbeitet ähnlich wie
die oben beschriebenen Stellglieder. Wenn sich die Nockenerhebung
gegen den Nockendeckelring 17 dreht, wird der Nockendeckelring 17 durch
die Nockenerhebung nach oben gedrückt, wobei sich der bewegliche
Kegellaufring 58 seitlich von dem Nockendeckelring 17 weg
bewegt und dabei das Winkelrad 8 von dem zweiten unrunden
angetriebenen Zahnrad 11 entkuppelt. Nachdem sich die Nockenerhebung
von dem Nockendeckelring 17 weg bewegt hat, bewegt sich
der Nockendeckelring 17 nach unten, wobei sich der bewegliche
Kegellaufring 58 seitlich zu dem Nockendeckelring 17 hin
bewegt, wobei das Winkelrad 8 an das zweite unrunde angetriebene
Zahnrad 11 gekuppelt wird.
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5a bis 5b veranschaulichen eine
andere Stellglied-Ausführung,
die den Nockendeckelring 17 und die zugehörigen Laufringe 56, 58 durch
den Kipphebel 64, eine Stößel 60 und eine Schraubenfeder 63 ersetzt.
Wenn eine Nockenerhebung nach oben gegen den Kipphebel 64 drückt, drückt der Kipphebel 64 gegen
den Stößel 60 und
drängt
dabei das konische Gleitstück 20 aus
der Kupplung heraus. Wenn sich die Nockenerhebung von dem Kipphebel 64 weg
bewegt, entspannt die Feder 63 den Druck auf das konische
Gleitstück 20 durch
den Stößel 60, wobei
das konische Gleitstück 20 in
die Kupplung hinein gezogen wird. Der Vorteil dieser Variante ist
der, dass der Kipphebel 64 einen mechanischen Vorteil bietet,
der einen sanfteren Anstieg an den Schattennocken ermöglicht.
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6, 6a veranschaulichen ein Stellglied ähnlich dem
in 4a bis 4c gezeigten Stellglied mit einer
Schlepphebelplatte 68, angeordnet innerhalb des Nockendeckelringes 17 und
beinhaltend V-Nute auf einer Endfläche der Schwinghebelplatte 68,
und Rollenlager zwischen dem Nockendeckelring 17 und der
Schlepphebelplatte 68, so dass sich der Nockendeckelring 17 relativ
zu der Schlepphebelplatte 68 drehen kann. Das Stellglied
umfasst weiterhin das axial befestigte Lagerschild 70,
angeordnet zwischen dem ersten unrunden angetriebenen Zahnrad 4 und dem
Schattennockendeckelring 17 und beinhaltend eine Feder 69,
zum Verhindern von Drehung der Schlepphebelplatte 68, und
ein bewegliches Lagerschild 71, angeordnet zwischen einem
Ende des konischen Laufringes 20 und dem Schattennockendeckelring 17 und
beinhaltend einen axialen Kegel, der mit der V-Nut in der Schlepphebelplatte 68 übereinstimmt.
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Das in 6b gezeigte
Stellglied ist ähnlich dem
in 5a bis 5b gezeigten Stellglied mit einem Kipphebel 64' und
einer Platte 68', die in der gleichen Ebene liegen wie
die Ventilstößel 16a, 16b.
Weiterhin enthält
diese Variante keinen Nockendeckelring 17. Die Platte 68' enthält Rippen
für Eingriff
des konischen Laufringes 20. Wenn eine Nockenerhebung nach
außen
gegen den Kipphebel 64' drückt, bewirkt der Kipphebel 64' Querbewegung
der Platte 68' zu der Drehachse der Zwischenwelle 13,
wobei die Rippen der Platte 68' in den konischen Laufring 20 eingreifen
und das konische Gleitstück 20 in
die Kupplung hinein drücken.
Der Vorteil dieser Variante besteht darin, dass das Stellglied durch
die Zentrifugalkräfte
von der Drehung der Schattennocken nicht beeinträchtigt werden.
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Alle bisher beschriebenen Stellglieder
beinhalteten Schattennocken 16, 16a zusammen mit
Vorrichtungen zur Übertragung
der Nockenwirkung der Schattennocken auf die Kupplung und beschatteten die
nichtlinearen Bereiche der Teilkreise des ersten und des zweiten
Antriebsrades 3, 12. 7 bis 10 veranschaulichen
Stellglieder, die Schattenlagernocken verwenden, um das erste und
das zweite unrunde Zahnradpaar an die und von der Eingangswelle und
der Ausgangswelle zu kuppeln und zu entkuppeln, die die nichtlinearen
Bereiche der Teilkreise des ersten und des zweiten angetriebenen
Zahnrades 4, 11 beschatten. Das in 7, 7b, 7c gezeigte
Stellglied wird in Verbindung mit einem „Getriebe/Träger"-Getriebe
gezeigt, das eine koplanare Zahnradgetriebeschleife 77 für Übertragung
von Drehmoment zwischen dem ersten und dem zweiten Zahnradgetriebesatz
verwendet, und mit der Eingangswelle und der Aus gangswelle. Das
Winkelrad ist drehfest an dem ersten angetriebenen Zahnrad 4 gelagert,
das Ritzel ist drehfest an dem zweiten angetriebenen Zahnrad 11 gelagert,
und die Käfigbaugruppe
der koplanaren Zahnradgetriebeschleife 77 ist durch die
Kupplung an das Ausgangszahnrad 2 gekuppelt.
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Das Stellglied umfasst einen stationären Plattenkäfig 74,
angeordnet um die Zwischenwelle 13 und beinhaltend einen
ersten und einen zweiten Schlitz 74, 75, einen
ersten beweglichen Kugeltaster 88, angeordnet in dem ersten
Schlitz 74, und einen zweiten beweglichen Kugeltaster 88',
angeordnet in dem zweiten Schlitz 75. Das Stellglied umfasst
weiterhin einen ersten axialen Kugelnockenlaufring 72, gekuppelt
an das erste angetriebene Zahnrad 4 und in Verbindung stehend
mit dem ersten Schlitz 74, einen zweiten axialen Kugelnockenlaufring 73,
gekuppelt an das zweite angetriebene Zahnrad 12 und in Verbindung
stehend mit dem zweiten Schlitz 75, und einen axialen Kugelnockenlaufring 81,
gekuppelt an das konische Gleitstück 20 der Kupplung
und in Verbindung stehend mit den Schlitzen 74, 75.
Die axialen Kugelnockenlaufringe 72, 73 sind exzentrisch
zueinander. Weiterhin umfasst jeder Kugelnockenlaufring 72, 73 einen
erhabenen Laufringbereich, der mit dem nichtlinearen Bereich des
Teilkreises des jeweiligen angetriebenen Zahnrades synchronisiert
ist, um das erste und das zweite unrunde Zahnrad von der Eingangswelle
und der Ausgangswelle zu entkuppeln, wenn die Beschleunigung eines
der unrunden Zahnradpaare nicht gleichmäßig ist. 7a veranschaulicht die erhabenen Laufringbereiche
der axialen Kugelnockenlaufringe 72, 73 für die jeweiligen
unrunden Zahnradpaare.
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Das in 8, 8a gezeigte Stellglied wird
in Verbindung mit einem „Kegel/Kegel"-Getriebe
gezeigt, das eine koplanare Zahnradgetriebeschleife 77 verwendet,
um Drehmoment zwischen dem ersten und dem zweiten unrunden Zahnradsatz
und der Eingangswelle und Ausgangswelle verwendet. Das Ritzel 10 der
koplanaren Zahnradgetriebeschleife 77 ist drehbar um eine
starre Vorgelegewelle 55 angeordnet und drehfest an dem
ersten angetriebenen Zahnrad 4 gelagert. Die Käfigbaugruppe 9.1 ist
drehfest. an dem zweiten angetriebenen Zahnrad 11 gelagert. Das
Innenzahnrad ist durch die Kupplung an das Ausgangszahnrad 2 gekuppelt.
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Das Stellglied umfasst einen ersten
Lagerhalblaufring 83, angeordnet an einer Schulter des
Ritzels 10, und einen zweiten Lagerhalblaufring 82,
angeordnet neben der radial am weitesten innen liegenden Schulter
der Käfigbaugruppe 9.1.
Das Ritzel 10 ist so drehbar in der Käfigbaugruppe 9.1 angeordnet, dass
der erste und der zweite Lagerhalblaufring 82, 83 zusammen
einen vollen Lagerlaufring ausmachen. Das Stellglied umfasst weiterhin
einen einzelnen Kugeltaster 88 in dem vollen Lagerlaufring
und einen stationären
Kugeltaster 74, angeordnet zwischen dem Kugeltaster 88 und
dem konischen Laufring 20 der Kupplung. Weiterhin umfassen
der erste und der zweite Lagerhalblaufring 82, 83 jeweils
einen erhabenen Laufringbereich, der mit dem nichtlinearen Bereich
des Teilkreises des entsprechenden angetriebenen Zahnrades synchronisiert
ist, um das erste und das zweite unrunde Zahnrad von der Eingangswelle
und der Ausgangswelle zu entkuppeln, wenn die Beschleunigung eines
der unrunden Zahnräderpaare
nicht gleichmäßig ist.
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Das in 9, 9a gezeigte Stellglied ist ähnlich dem
in 8, 8a gezeigten Stellglied mit einem ersten
Lagerhalblaufring 80 und einem zweiten Lagerhalblaufring 82 konzentrisch
mit dem ersten Lagerhalblaufring 80, beide angeordnet in
der Nähe
der radial am weitesten innen liegenden Schulter der Käfigbaugruppe 9.1.
Das Stellglied umfasst weiterhin eine Kugelnockensteigleitung 83 mit
einem ersten Steigleitungshalblaufring 83' und einem zweiten Steigleitungshalblaufring 83" konzentrisch
mit dem ersten Steigleitungshalblaufring 83'. Die Kugelnockensteigleitung 83 befindet
sich in einem Kanal in der Käfigbaugruppe 9.1 und
umfasst eine Feder, die sich durch die Käfigbaugruppe 9.1 erstreckt
und in eine passende Feder an dem zweiten Kegelrad 10 eingreift,
so dass die Kugelnockensteigleitung 89 mit dem zweiten
Kegelrad 10 drehen kann. Der erste Lagerhalblaufring 80 und
der erste Steigleitungshalblaufring 83' zusammen umfassen
einen ersten axialen Kugelnockenlaufring. Analog dazu umfassen der zweite
Lagerhalblaufring 82 und der zweite Steigleitungshalblaufring 83'' zusammen
einen zweiten axialen Kugelnockenlaufring. Das Stellglied umfasst
weiterhin eine stationäre
Kugeltasterplatte 74 mit einem Paar Schlitzen zur Aufnahme
eines beweglichen Kugeltasters und eine Kugellaufringplatte 81.
Die stationäre
Kugeltasterplatte 74 ist verkeilt mit der starren Vorgelegewelle 55.
Die Kugellaufringplatte 81 ist an das äußere konische Gleitstück der Kupplung
gekuppelt und umfasst ein Paar Kugeltasterlaufringe, die mit dem
ersten und dem zweiten Kugelnockenlaufring übereinstimmen. Weiterhin umfassen
der erste Plattenhalblaufring 80 und der zweite Steigleitungshalblaufring 83'' jeweils
einen erhabenen Laufringbereich, der mit dem nichtlinearen Bereich
des Teilkreises des entsprechenden angetriebenen Zahnrades synchronisiert
ist, um die angetrie benen Zahnräder 4, 11 von
der Eingangswelle und der Ausgangswelle zu entkuppeln, wenn die
Beschleunigung eines der unrunden Zahnradpaare nicht gleichmäßig ist.
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Das in 10, 10a gezeigte Stellglied ist
in Verwendung in Verbindung mit einem „Kegel/Träger"-Getriebe dargestellt,
das eine koplanare Zahnradgetriebeschleife für Übertragen von Drehmoment zwischen
dem ersten und dem zweiten unrunden Zahnradsatz und der Eingangswelle
und Ausgangswelle verwendet. Das Ritzel der koplanaren Zahnradgetriebeschleife
ist drehfest an dem ersten angetriebenen Zahnrad 4 gelagert.
Die Käfigbaugruppe
ist an der Zwischenwelle 13 befestigt. Das Innenzahnrad ist
durch die Kupplung an das zweite angetriebene Zahnrad 11 gekuppelt.
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Das Stellglied umfasst ein erstes
Zentralachsenrad 85, gekuppelt an das erste Antriebsrad 3,
ein zweites Zentralachsenrad 84, gekuppelt an das zweite
Antriebsrad 12, ein erstes Zwischenrad 85', drehbar
angeordnet um die Zwischenwelle 13 herum und eingreifend
in das erste Zentralachsenrad 85, ein zweites Zwischenrad 84',
drehbar angeordnet um die Zwischenwelle 13 herum und eingreifend
in das zweite Zentralachsenrad 84, und eine Kugeltasterführung 86,
angeordnet um die Zwischenachse 13 zwischen den Zwischenrädern 84', 85' und
dem konischen Gleitstück
der Kupplung. Die Kugeltasterführung 86 umfasst
ein Paar Öffnungen
für die
Aufnahme von stumpfen Kugeltastern 88 in denselben. Weiterhin umfassen
das erste und das zweite Zwischenrad 84', 85' jeweils
einen entsprechenden sich in axialer Richtung erstreckenden Steigleitungsbereich 91, 90, der
mit dem nichtlinearen Bereich des Teilkreises des jeweiligen Antriebsrades
synchronisiert ist, um das erste und das zweite unrunde Zahnrad
von der Eingangswelle und der Ausgangswelle zu entkuppeln, wenn
die Beschleunigung eines der unrunden Zahnradpaare nicht gleichmäßig ist.
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Nach der Beschreibung der verschiedenen Ausführungen
der regelbaren unrunden Zahnradpaare werden nun die multidirektionale
Kupplung und das Stellglied, eine Ausführung des Phasenwinkelvariators
für Drehen
des zweiten unrunden Zahnradpaares 12, 11 relativ
zu dem ersten unrunden Zahnradpaar 3, 4, unter
Verweis auf 11 diskutiert. Der
in 11 gezeigte Phasenwinkelvariator
ist ein hydraulisch betätigter
Variator und umfasst einen Stator 25, drehfest an der ersten
Eingangswelle 3.1 gelagert, und einen Rotor 26,
angeordnet in dem Stator 25. Der Rotor 26 dreht
sich um seine Achse, die exzentrisch zu der Mitte des Stators 25 ist,
und umfasst eine Erhe bung, die sich radial nach außen von dem
Rotorkörper
zu den Innenfläche
des Stators 25 erstreckt. Der Rotor 26 umfasst
weiterhin eine zylindrische axiale Verlängerung 26.1, drehfest
an der zweiten Eingangswelle 12.1 gelagert, beinhaltend eine Öffnung zur
Aufnahme von Hydraulikflüssigkeit, und
eine Muffe 28, befestigt in dem Rotor 26. Der Phasenwinkelvariator
umfasst weiterhin eine Ölleitung 27,
drehfest an der ersten Eingangswelle 3.1 gelagert und in
dem Rotor 26 in der Muffe 28 angeordnet. Die Ölleitung 27 umfasst
weiterhin eine Vielzahl von spiralförmigen Flüssigkeitskanälen zwischen
den tragenden Flächen 27.1, 27.2,
angeordnet um den Umfang der Ölleitung 27 herum.
Die Muffe 28 umfasst Flüssigkeitseintrittsöffnungen
und Flüssigkeitsaustrittsöffnungen
+, – für die Durchleitung
von unter Druck stehender Flüssigkeit
zu und von den Flüssigkeitskanälen. Der
Phasenwinkelgenerator umfasst weiterhin eine Vielzahl von Federn s2,
angeordnet gegen ein Ende der Ölleitung 27,
um die Ölleitung
in den Rotor 26 zu drücken.
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Im Betrieb wird unter Druck stehende
Hydraulikflüssigkeit
auf die Öffnung p1 des
Rotors 26 gegeben, wodurch sich die Ölleitung 27 axial
relativ zu dem Rotor 26 entgegen der von den Federn s2 auf die Ölleitung
ausgeübten
Kraft bewegt. Wenn sich die Ölleitung 27 axial
bewegt, werden die tragenden Flächen 27.1, 27.2 um
eine Entfernung von der Flüssigkeitseintrittsöffnungen
und Flüssigkeitsaustrittsöffnung +, – verschoben,
wodurch Flüssigkeit
in die Flüssigkeitskanäle eintreten
kann. Die unter Druck stehende Flüssigkeit in den Flüssigkeitskanälen versetzt
den Rotor 26 (und die erste Eingangswelle 3.1) in
Drehung relativ zu der zweiten Eingangswelle 12.1, bis
die tragenden Flächen 27.1, 27.2 in
eine Stellung gedreht werden, die die Flüssigkeitseintrittsöffnung und
die Flüssigkeitsaustrittsöffnung +, – verschließt. Offensichtlich
ist die Drehrichtung des Rotors 26 davon abhängig, ob
unter Druck stehende Flüssigkeit
p2 an der Flüssigkeitsöffnung +
oder der Öffnung – anliegt.
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Diagramm 6 von 11 zeigt eine „aufgewickelte" Ölleitung 27 und
veranschaulicht die tragenden Flächen 27.1, 27.2 und
die Winkelverschiebung der Ölleitung
27 relativ zu dem Druck der Hydraulikflüssigkeit an der Öffnung p1.
Offensichtlich kann der Phasenwinkel zwischen der ersten und der zweiten
Eingangswelle 3.1, 12.1 durch Kontrollieren des
Druckes der Hydraulikflüssigkeit
an der Öffnung p1
verändert
werden.
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Wie bereits diskutiert, ist mit dem
erfindungsgemäßen Getriebe
eine stufenlose Übersetzung möglich. Beispielsweise
würde das
in 2f gezeigte stufenlose „Kegel/Träger"-Getriebe
300 eine stufenlose Übersetzung
haben, wenn der Phasenwinkel 110° beträgt. Wenn
der Phasenwinkel jedoch nicht genau 110° beträgt und das Getriebe in ein Kraftfahrzeug
eingebaut würde,
würde das
Kraftfahrzeug kriechen. Diagramm 7 von 11 zeigt eine Variante der tragenden
Flächen 27.1, 27.2,
die verhindern soll, dass das Fahrzeug schleicht. Die tragenden
Flächen 27.1, 27.2 werden
geändert,
indem jeweilige nichtspiralförmige
Bereiche einbezogen werden, die die Flüssigkeitseintrittsöffnung und
die Flüssigkeitsaustrittsöffnung +, – verschließen sollen, wenn
der Phasenwinkel zwischen etwa 90° und
120° liegt.
Folglich wird der Phasenwinkelvariator in diesem Winkelbereich gesperrt,
und das auf den Rotor 26 aufgebrachte Umkehrdrehmoment
wird den Rotor 26 in Drehung versetzen, bis der Ausgang
des Getriebes gleich Null ist.
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11 a
zeigt einen weiteren hydraulisch betätigten Variator, ähnlich dem
in 11 gezeigten Variator,
umfassend einen Stator 25, drehfest an der ersten Eingangswelle 3.1 gelagert,
und einen Rotor 26, angeordnet in dem Stator 25 und
an die zweite Eingangswelle 12.1 gekuppelt. Im Gegensatz
zu dem in 11 gezeigten
Variator umfasst der in 11 a
gezeigte Variator jedoch zwei Lappen, die sich radial nach außen von
dem Rotorkörper
zu der Innenfläche
des Stators 25 erstrecken, um vier Druckbeaufschlagungskammern
um den Rotor 26 herum zu definieren, um ein größeres Drehmoment
an dem Rotor 26 zu erhalten. Weiterhin umfasst der Variator ein
Ritzel 30, und der Rotor 26 umfasst ein Innenzahnrad 26.1 koaxial
mit der Drehachse des Rotors 26, um ein größeres Drehmoment
zum Drehen der zweiten Eingangswelle 12.1 zu erhalten. 11b zeigt einen weiteren
hydraulisch betätigten
Variator, ähnlich
dem in 11a gezeigten
Variator, außer dass
der Rotor 26 eine Käfigbaugruppe
mit einem Hohlrad 32 und einer exzentrischen Führung für Eingriff
der äußeren Zahnradfläche des
Hohlrades 32 mit dem Innenzahnrad 26.1 und für Eingriff
der Innenzahnradfläche
des Hohlrades 32 in des Ritzel 30 umfasst Offensiehtlich ähnelt die
letztere Ausführung des
Rotors einer koplanaren Zahnradgetriebeschleife und eliminiert den
Versatz zwischen der Mitte des Stators 25 und der Drehachse
des Rotors 26.
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12 zeigt
einen Phasenwinkelvariator, der den Phasenwinkel zwischen dem ersten
und dem zweiten regelbaren Zahnradpaar entsprechend dem an der Ausgangs welle 1.1 anliegenden
Drehmoment ändert.
Der Variator umfasst die erste Eingangswelle 3.1, die zweite
Eingangswelle 12.1, das erste unrunde angetriebene Zahnrad 2,
drehfest an der ersten Eingangswelle 3.1 gelagert, und
das zweite unrunde angetriebene Zahnrad 12, drehfest an
der zweiten Eingangswelle 12.1 gelagert. Der Variator umfasst weiterhin
ein Torsionsfedergehäuse 93,
drehfest an der ersten Eingangswelle 3.1 gelagert, eine
Torsionsfeder 92, angeordnet in dem Torsionsfedergehäuse 93 und
zwischen der ersten Eingangswelle 3.1 an einem Ende und
der zweiten Eingangswelle 12.1 an dem anderen Ende gekuppelt,
und einen Anschlag 93.1, angeordnet in dem Gehäuse zum
Begrenzen der Größe des Phasenwinkels
zwischen dem ersten und dem zweiten regelbaren Zahnradpaar. Im Betrieb,
wenn ein Primärantrieb
die erste Eingangswelle 3.1 wie in 12 gezeigt mit einem Drehmoment t1 dreht
und eine Last an die Ausgangswelle 1.1 angelegt wird, erfährt die
zweite Eingangswelle 12.1 ein Umkehrdrehmoment t2,
das proportional zu der angelegten Last ist. Demzufolge wird sich
der Winkel zwischen dem ersten und dem zweiten regelbaren Zahnradpaar
entsprechend der angelegten Last und der Federkonstante der Torsionsfeder 92 ändern. Offensichtlich
dreht sich vorzugsweise die zweite Eingangswelle 12.1 mit
Zunahme der angelegten Last relativ zu der ersten Eingangswelle 3.1 ausreichend, um
das Drehmoment an dem Primärantrieb
auf ein annehmbares Niveau zu reduzieren.
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Es wird weiterhin darauf verwiesen,
dass die Breite des Torsionsfedergehäuses 93 mit der radialen
Entfernung von den Eingangswellen abnimmt. Es wird angenommen, dass
diese Form die radial am weitesten außen liegenden Bereiche der
Torsionsfeder 92 an dem Torsionsfedergehäuse 93 halten
wird, um so eine bessere Kontrolle über den Phasenwinkel zu haben.
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13, 13a, 13b zeigen einen manuell betätigten Variator,
der sich für
den Einsatz in landwirtschaftlichen Fahrzeugen, wie zum Beispiel
in Traktoren, eignet. Das in 13 gezeigte
Getriebe umfasst die regelbare "Kegel/Träger"Getriebebaugruppe die unter
Bezugnahme auf Abbildung 2h beschrieben wird, und das Stellglied,
das unter Bezugnahme auf 10 beschrieben
wird. Der Variator umfasst ein Variatordifferential mit einem Kegelradsteuerarm 96,
drehfest an dem ersten unrunden Antriebsrad 3 gelagert,
ein Variatorkegelrad 97, drehfest an dem zweiten unrunden
Antriebsrad 12 gelagert, und einen Käfig 99 mit einer Vielzahl
von Ritzeln 98, eingreifend in den Kegelradsteuerarm 96 und
das Variatorkegelrad 97. Durch Antreiben der ersten Eingangswelle 3.1 mit
einem Primärantrieb
kann das Übersetzungsverhältnis des
Getriebes offensichtlich durch Drehen des Steuerarmes 96 gesteuert
werden. Vorzugsweise ist die Größe des Phasenwinkels
auf 110° begrenzt,
um unerwünschte
Schwankungen der Ausgangsdrehzahl zu vermeiden.
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14 zeigt
einen Zahnradvariator mit einem ersten Schaltrad a, drehfest an
dem ersten angetriebenen Zahnrad 4 gelagert, einem zweiten Schaltrad
b, drehfest an dem zweiten angetriebenen Zahnrad 11 gelagert,
einer Käfigbaugruppe 807, drehbar
um die Eingangswellen 3.1, 12.1 angeordnet, und
einer Trommel 808, angeordnet in der Käfigbaugruppe 807 und
haltend ein darauf drehbares Zahnradpaar 809. Das Zahnradpaar 809 umfasst
ein erstes Trommelrad b, eingreifend in das erste Schaltrad a,
und ein zweites Trommelrad c, befestigt an dem ersten Trommelrad b und
eingreifend in das zweite Schaltrad d.
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Der Variator umfasst eine Bandkupplung,
angeordnet zwischen der Käfigbaugruppe 807 und
dem Gehäuse 15 des
Getriebes, die als Bremse für
selektives Verhindern von Drehung der Käfigbaugruppe 807 relativ
zu dem Gehäuse 15 dient.
Die Bandkupplung umfasst einen Kupplungsständer 801, einen Kupplungsrotor 803,
angeordnet in dem Kupplungsständer 801,
Endplatten 802a, 802b und ein Kupplungsband 804,
angeordnet in dem Kupplungsrotor 803 und gekuppelt zwischen
dem Kupplungsrotor 803 an einem Ende und den Kupplungsendplatten 802 an
dem gegenüberliegenden
Ende. Der Variator umfasst weiterhin eine Variatorendplatte 801,
drehfest an der zweiten Eingangswelle 12.1 gelagert, und eine
Konuskupplung 806 und ein zugehöriges Konusstellglied 805 für selektives
Verhindern von Drehung der Käfigbaugruppe 807 relativ
zu der zweiten Eingangswelle 12.1
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Wie aus 14 hervorgeht, ist der Durchmesser des
ersten Schaltrades a größer als
der Durchmesser des zweiten Schaltrades d. Wenn demzufolge
die Bremse aktiviert wird und. sich die Eingangswellen 3.1, 2.1 in
die gleiche Richtung drehen, wird ein Drehmoment an der Trommel 808 erzeugt und
zwingt die zweite Eingangswelle 12.1, sich vor der ersten
Eingangswelle 3.1 zu drehen, wodurch der Phasenwinkel erhöht wird.
Andererseits, wenn die Bremse gelöst wird, versetzt das Drehmoment
an der Trommel 808 die Käfigbaugruppe 807 in
Drehung, wobei die zweite Eingangswelle gezwungen wird, sich zurück zu der
ersten Eingangswelle 3.1 zu drehen, wodurch der Phasenwinkel
verkleinert wird. Wenn der gewünschte
Phasenwinkel erreicht ist, wird die Konuskupplung aktiviert und
die Bremse wird gelöst
(wenn sie nicht bereits gelöst
ist), wodurch weitere Bewegung der zweiten Eingangswelle 12.1 relativ zu
der ersten Eingangswelle 3.1 verhindert wird.
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Bislang wurde in der Diskussion angenommen,
dass die unrunden Zahnräder 3, 4, 11, 12 standardmäßige Evolventenzähne verwenden.
Obwohl solche Zahnradzähne
in dem erfindungsgemäßen stufenlosen
Getriebe verwendet werden könnten, würden die
Unterschiede in den Lochkreisdurchmessern zu Schwankungen des Überdeckungsgrades zwischen
den unrunden Antriebsrädern 3, 12 und den
zugehörigen
unrunden angetriebenen Zahnrädern 4, 11 führen. Demzufolge
würde die
Last, die von den Getrieben getragen werden könnte, begrenzt sein. Weiterhin
würden
Schwankungen in dem Überdeckungsgrad
zu einer übermäßigen Geräuschbildung
führen.
Daher ist es wünschenswert,
unrunde Zahnräder
mit konstantem Überdeckungsgrad
zu haben.
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15 veranschaulicht
das herkömmliche Verfahren
für das
Erzeugen von Evolventenzähnen an
runden Zahnrädern.
Zuerst wird ein Teilkreis pc für jedes Zahnrad entsprechend
der Getriebeabstufung des Zahnradpaares definiert. Danach wird ein Eingriffswinkel
ausgewählt,
und für
jedes unrunde Zahnrad wird ein Erzeugerkreis gc so konstruiert, dass
die Wirkungslinie durch den Wälzpunkt a der Teilkreise
hindurchgeht und tangential zu jedem Teilkreis gc ist.
Da die Wirkungslinie eine Kongruenzlinie darstellt, müssen alle
Punkte auf der Zahnflanke auf der Wirkungslinie liegen, wenn sich
der Zahn hin zu dem Wälzpunkt
dreht. Daher wird eine Linie m tangential zu der Wirkungslinie und
durch den Wälzpunkt
hindurchgehend gezogen, um den Anfangspunkt auf der Zahnflanke zu
ermitteln. Diese Linie m wird dann um eine Linie n tangential zu
der Linie m und hindurchgehend durch den jeweiligen Mittelpunkt
eines jeden Zahnrades gedreht, bis sich der Wälzpunkt mit dem jeweiligen
Teilkreis schneidet. Der Schnittpunkt wird mit a' bezeichnet.
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Der Schnittpunkt der Linie m mit
dem Erzeugerkreis wird mit 1 bezeichnet. Wie in Zeichnung 1 van 15 gezeigt, bezeichnet der
Winkel θ die Winkelverschiebung
des Punktes a' relativ zu dem Wälzpunkt a. Der Punkt 1 wird
dann um den jeweiligen Zahnradmittelpunkt hin zu dem Wälzpunkt über den
Winkel θ gedreht.
Der so entstehende Punkt ist das Anfangspunkt für die Zahnflanke und wird im
Diagramm mit 1'' für
Zahnrad
3 bzw. mit 1' für Zahnrad 4 bezeichnet.
Dieses Verfahren wird für
jeden Punkt auf der Wirkungslinie zwischen den Anfangspunkten 1 für jedes
Zahnrad wiederholt, und der daraus resultierende geometrische Ort
definiert die Form einer jeden Zahnflanke. Beispielorte werden in
dem Diagramm 1 mit x und y bezeichnet.
Dieses Verfahren ist jedoch ungeeignet für unrunde Zahnradpaare, da sich
der Wälzpunkt
a entlang der Linie zwischen den Zahnradmittelpunkten bewegt, wenn
sich die Zahnräder
drehen.
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Das folgende Verfahren wurde entwickelt, um
Zahnflanken für
unrunde Zahnräder
zu definieren und gleichzeitig sicherzustellen, dass die Zahnräder einen
konstanten Überdeckungsgrad
haben. Obwohl sich das folgende Verfahren auf unrunde Zahnräder bei
Verwendung in Verbindung mit stufenlosen Getrieben bezieht, ist
anzumerken, dass das Verfahren für
beliebige Zahnradsätze
gilt, bei denen ein konstanter Überdeckungsgrad
gewünscht
ist.
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Zuerst muss ein Teilungsort für die Zahnräder entsprechend
dem gewünschten Übersetzungsverhältnisprofil
festgelegt werden. 15a veranschaulicht
das Übersetzungsverhältnisprofil
R für ein erstes
unrundes Zahnradpaar 3, 4 (der Einfachheit halber
in 15b gezeigt). Wie
ersichtlich ist, ist das durchschnittliche Übersetzungsverhältnis des Zahnradpaares 3, 4 gleich
1,0, da das unrunde Zahnrad 3 die gleiche Größe hat wie
das unrunde Zahnrad 4. Die folgende Diskussion ist jedoch
auch relevant für
das Herstellen von Zahnrädern
unterschiedlicher Größe.
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Von dem in 15a gezeigten Übersetzungsverhältnisprofil
kann man die Polarkoordinaten für
jeden Punkt auf dem Teilungsort für das Antriebsrad 3 erhalten.
Wenn sich das Antriebsrad 3 beispielsweise um 110° gedreht
hat, ist das Übersetzungsverhältnis R gleich
1,0. Demzufolge liegt dieser Punkt auf dem Antriebsrad 3 bei
50% der Entfernung zwischen dem Mittelpunkt des Antriebsrades 3 und dem
Mittelpunkt des angetriebenen Zahnrades 4 und daher sind
seine Polarkoordinaten 0,5 ∠ 110°.
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Von diesem Profil kann man weiterhin
die Polarkoordinaten für
jeden Punkt auf dem Teilungsort für das angetriebene Zahnrad 4 erhalten,
indem die Fläche
unter dem Übersetzungsverhältnisprofil
ermittelt wird. Beispielsweise muss der Punkt auf dem angetriebenen
Zahnrad 4, der ein Übersetzungsverhältnis R
von 1,0 bereitstellt, auch einen Radius von 0,5 bezogen auf die
Entfernung zwischen dem Mittelpunkt des Antriebsrades 3 und dem
Mittelpunkt des angetriebenen Zahnrades 4 haben. Da das Übersetzungsverhältnis an
diesem Punkt bei 0,5 (bei 0°)
beginnt und linear auf 1,0 (bei 110°) ansteigt, wird dieser Punkt
ein durchschnittliches Übersetzungsverhältnis von
0,75 über
110° haben.
Demzufolge wird die Winkelverschiebung an diesem Punkt 82,5° (75% von
110°) sein,
und seine Polarkoordinaten werden 0,5 ∠ 82,5° sein. Die
Polarkoordinaten für
den nichtlinearen Bereich des Übersetzungsverhältnisprofils kann
ermittelt werden, indem die Gleichung für das Übersetzungsverhältnisprofil über das
Winkelintervall des nichtlinearen Bereiches eingebaut wird. 15c veranschaulicht die
Polarkoordinaten für jeden
Punkt auf dem Teilungsort für
die unrunden Zahnräder 3, 4.
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15d veranschaulicht
das Übersetzungsverhältnisprofil
R für ein
zweites unrundes Zahnradpaar 12, 11 (der Einfachheit
halber in 15c gezeigt).
Wie zu erkennen ist, stellen die zweiten unrunden Zahnräder 12, 11 weniger
Beschleunigung bereit als die ersten unrunden Zahnräder 3, 4. 15f veranschaulicht die
Polarkoordinaten für
jeden Punkt auf dem Teilungsort für die unrunden Zahnräder 12, 11.
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15g veranschaulicht
eine Änderung des
in 15a, 15d gezeigten Übersetzungsverhältnisprofils,
gekennzeichnet durch eine aufwärts gerichtete
Unregelmäßigkeit
in der Drehung eines angetriebenen regelbaren Zahnrades nahe dem Ende
einer Periode konstanter Beschleunigung bzw. durch eine abwärtsgerichtete
Unregelmäßigkeit
in der Drehung eines angetriebenen regelbaren Zahnrades in der Nähe des Anfangs
einer Periode konstanter Beschleunigung und/oder umgekehrt. Diese Unregelmäßigkeiten
werden in 15g mit +a bzw. –a bezeichnet.
Diese Änderung
bewirkt in einer Kupplungsphase ein leichtes Absacken des Drehmomentes
in einem Drehmoment-Kontinuum, wobei das Entkuppeln einer aktiven
programmierbaren Kupplung ermöglicht
wird und daher die Übertragung
von Drehmoment zwischen winkelig nebeneinanderliegenden regelbaren
Zahnradsätzen.
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Nachdem der Teilungsort für jedes
unrunde Zahnrad festgelegt worden ist, wird der Teilungsort vorzugsweise
so in gleiche Winkelsegmente entsprechend der gewünschten
Anzahl von Zähnen
unterteilt, dass man eine konstante Überdeckung erhält. Der
in 15h gezeigte Teilungsort
wurde in 12-Grad-Segmente unterteilt, um 30 Zähne an jedem unrunden Zahnrad
zu erhalten. Danach wird ein Segment des Teilungsortes ausgewählt, und
Punkte werden entlang einer Hälfte
des Segmentes eingezeichnet, be ginnend mit dem Punkt auf dem Teilungsort, der
die Linie kreuzt, die die Mittelpunkte der Zahnräder miteinander verbindet.
Im Diagramm 1 von 15h werden
diese Ortspunkte mit a, b, c, d, e, f, g bezeichnet.
Jeder Ortspunkt a bis g wird sodann zurückprojiziert auf die Linie,
die die Mittelpunkte der Zahnräder
miteinander verbindet, wobei der effektive Wälzpunkt für jeden Teilungsortpunkt festgelegt
wird. Die effektiven Wälzpunkte
werden im Diagramm 1 mit pb, pc, pd, pe, pf, pg bezeichnet.
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Nachdem die effektiven Wälzpunkte
für die Teilungsortpunkte
festgelegt sind, wird eine effektive Wirkungslinie für jeden
Ortspunkt erstellt, die durch den effektiven Wälzpunkt hindurch geht. Da alle
Ortspunkte auf der tatsächlichen
Wirkungslinie der Zahnräder
liegen sollen, werden die effektiven Wirkungslinien parallel zueinander
und schräg
mit dem gleichen Winkel wie die tatsächliche Wirkungslinie gezogen. Im
Diagramm 1 von 15h ist
die Wirkungslinie 25°,
wie im Falle des runden Zahnradsatzes von 15. Danach wird jeder Teilungsortpunkt
zurückprojiziert
entlang der jeweiligen effektiven Wirkungslinie, um einen effektiven
Erzeugerkreispunkt zu lokalisieren. Die Entfernung zwischen dem
effektiven Erzeugerkreispunkt und dem jeweiligen effektiven Wälzpunkt
ist gleich der Länge
zwischen dem jeweiligen Teilungsortpunkt und der Linie, die die
Zahnradmittelpunkte miteinander verbindet. Die effektiven Erzeugerkreispunkte
werden im Diagramm 1 mit ab, ac, ad, ae, af, ag bezeichnet.
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Schließlich wird die Form der Zahnflanke festgelegt,
indem jeder Erzeugerkreispunkt um ein Winkelintervall θ gleich
dem Winkelintervall zwischen dem jeweiligen Teilungsortpunkt und
der Linie, die die Zahnradmittelpunkte miteinander verbindet, gedreht wird.
Indem jeder Erzeugerkreispunkt um den Mittelpunkt jedes Zahnrades
gedreht wird, werden die Zahnkopfhöhe der Zahnflanke eines Zahnrades
und die Zahnfußhöhe der Zahnflanke
des gegenüberliegenden
Zahnrades erstellt. Das Verfahren wird danach für die Ortspunkte auf der anderen
Hälfte
des Teilungsortsegmentes wiederholt. Dieses Verfahren gewährleistet,
dass die Zahnflanke eines Zahnrades über einen Winkelbereich, der
doppelt so groß ist
wie das Winkelintervall zwischen ähnlichen Zahnflanken, kongruent
mit der Zahnflanke des eingreifenden Zahnrades bleibt. Daher wird
ein Überdeckungsgrad von
mindestens 2,0 erzielt. Alternativ dazu, wie in 15i gezeigt, kann das Verfahren für die gesamte Zahnflanke
in einem einzigen Schritt durchgeführt werden, indem jeder Teilungsortpunkt
entlang der jeweiligen Wirkungslinie um eine Entfernung gleich der halben
Bogenlänge
zwischen dem jeweiligen Teilungsortpunkt und der Linie, die die
Mittelpunkte der Zahnräder
miteinander verbindet, projiziert wird und indem danach die effektiven
Erzeugerkreispunkte um das Winkelintervall θ/2 zurück gedreht werden.
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Nachdem mehrere Ausführungsbeispiele
der Erfindung beschrieben worden sind, werden nun mehrere bevorzugte
Getriebeausführungen
unter Verwendung dieser Ausführungsbeispiele
kurz beschrieben werden. 16 veranschaulicht
ein Getriebe unter Verwendung des unter Verweis auf 11, 11a, 11b beschriebenen hydraulisch betätigten Variators,
des stufenlosen „Kegel/Träger"-Getriebes
500 und des Getriebes mit zusätzlicher
Geländeübersetzung
und Rückwärtsgang,
gekuppelt an den Ausgang des Getriebes 500.
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16a veranschaulicht
ein Getriebe, das im Wesentlichen identisch mit dem in 16 gezeigten Getriebe ist,
jedoch eine Trommelauslösekupplungsbaugruppe 35 umfasst,
die ermöglicht, dass
sich das Gehäuse 15 im
Einklang mit der Eingangswelle und der Ausgangswelle dreht, wenn
das Übersetzungsverhältnis des
Getriebes 500 Eins erreicht. Das Gehäuse 15 wird in 16b detaillierter dargestellt.
Diese Änderung
an dem in 16 gezeigten
Getriebe ist vorteilhaft, da die Zahnräder des Getriebes 500 als
Festkupplung arbeiten werden, wenn das Übersetzungsverhältnis Eins
erreicht. Indem das Gehäuse 15 bei
einem Übersetzungsverhältnis von
Eins an die Eingangswelle und die Ausgangswelle gekuppelt wird,
wird daher Leistungsverlust bei hohen Drehzahlen reduziert, indem
das Getriebe 500 effektiv aus dem Drehmoment-Kontinuum heraus
genommen wird.
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17 veranschaulicht
ein Getriebe unter Verwendung eines stufenlosen Getriebes, das die unter
Verweis auf 9 und 10 beschriebenen Merkmale
in sich vereint, und das die unter Verweis auf 12 beschriebene Phasenwinkeländerung und
ein Getriebe 2 : 1, gekuppelt an den Ausgang des stufenlosen Getriebes,
umfasst um Übersetzungsverhältnisse
zu erreichen die sich in stufenlosen kleinen Schritten von 1 : 1
bis 4 : 1 verändern
lassen.
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Die obenstehenden Ausführungsbeispiele sollen
die bevorzugten Ausführungsbeispiele
der Erfindung veranschaulichen. Der Durchschnittsfachmann kann bestimmte
Zusätze,
Streichungen oder Änderungen
zu oder an den vorstehenden Ausführungsbeispielen erkennen,
auch wenn diese nicht ausdrücklich
hierin vorgeschlagen werden, die jedoch nicht von dem Geltungsbereich
der Erfindung gemäß den anhängenden
Ansprüchen
abweichen werden.