WO2004000628A1 - Progressiver übersetzungsmechanismus - Google Patents

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WO2004000628A1
WO2004000628A1 PCT/CH2003/000399 CH0300399W WO2004000628A1 WO 2004000628 A1 WO2004000628 A1 WO 2004000628A1 CH 0300399 W CH0300399 W CH 0300399W WO 2004000628 A1 WO2004000628 A1 WO 2004000628A1
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WO
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output shaft
translation mechanism
mechanism according
axis
axes
Prior art date
Application number
PCT/CH2003/000399
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English (en)
French (fr)
Inventor
Werner M. Bless
Erwin Rott
Original Assignee
Bless Werner M
Erwin Rott
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Publication date
Application filed by Bless Werner M, Erwin Rott filed Critical Bless Werner M
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Priority to US10/518,954 priority patent/US7258364B2/en
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D3/00—Steering gears
    • B62D3/02—Steering gears mechanical
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D1/00—Steering controls, i.e. means for initiating a change of direction of the vehicle
    • B62D1/02—Steering controls, i.e. means for initiating a change of direction of the vehicle vehicle-mounted
    • B62D1/16—Steering columns
    • B62D1/20—Connecting steering column to steering gear
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H21/00—Gearings comprising primarily only links or levers, with or without slides
    • F16H21/10—Gearings comprising primarily only links or levers, with or without slides all movement being in, or parallel to, a single plane
    • F16H21/12—Gearings comprising primarily only links or levers, with or without slides all movement being in, or parallel to, a single plane for conveying rotary motion

Definitions

  • the invention relates to a translation mechanism of a progressive transmission between an input shaft and an output shaft.
  • a transmission is a device for forwarding or reshaping movements.
  • gearboxes that convert a rotary movement of an input shaft into a rotary movement of an output shaft.
  • the drive shaft is directly or indirectly coupled to a steering wheel, while the output shaft is coupled to a suitable mechanism which causes the vehicle to be steered to change direction.
  • rack and pinion steering these mechanisms typically include a pinion that is coupled to the output shaft and a rack that the pinion engages with. When turning the steering wheel, the rack is moved and swivels the wheels to be steered using tie rods.
  • Other examples of these mechanisms include worm roller steering and recirculating ball steering.
  • progressive gearboxes In contrast to gearboxes with a linear relationship between the input shaft and the output shaft, progressive gearboxes have a non-linear relationship between the rotation of the input shaft and the rotation of the output shaft.
  • the effect of turning the steering wheel by a certain angle is therefore dependent on the current position of this steering wheel.
  • This effect is advantageously small in the straight-ahead position of the steering wheel and becomes greater the further the steering wheel is turned. At high speeds, this ensures precise steering around the straight-ahead position, since even a relatively large movement of the steering wheel only causes a small change in the direction of the lane.
  • a small turning movement of a progressive steering already causes a relatively large lane change. This is particularly desirable when parking in order to be able to switch efficiently from one stop of the wheel position to the other stop.
  • EP 0 915 003 B1 presents a vehicle steering system with a variable transmission ratio, which contains a total of four axes of rotation, all of which intersect at one point.
  • the disadvantage of this steering is that the levers are not in one plane but have steep angles to each other.
  • This technically delicate and unstable solution is sensitive to tolerances and demands a great deal of work on the accuracy of the parts in order not to have too much play. This leads to high assembly costs, since the bearings have to be precisely adjusted with great effort.
  • the steepness of the steering reduces the sensitivity of the steering because the feeling for the steering is lost due to the steep curve.
  • an intermediate element is arranged between the two shafts, which essentially has the function of a thrust crank (thrust joint combined with swivel joint) and relates the torque from the drive shaft.
  • a thrust crank thrust joint combined with swivel joint
  • an extension connected to the drive shaft in a rotationally fixed manner is transmitted to the output shaft.
  • EP 0 915 003 B1 contains a comprehensive list of other known solutions for progressive steering gears with the various technical implementations and their weak points.
  • the object of the present invention is to provide a progressive transmission mechanism of a transmission which is suitable as a steering transmission for vehicles and which is distinguished by the fact that the transmission mechanism is insensitive to tolerances, works without adjustments without play and has a favorable balance of power.
  • the design should be space-saving and, if possible, be accommodated in one plate.
  • FIG. 1 a a perspective, schematic exploded view of a possible embodiment of the transmission mechanism according to the invention viewed from the output shaft;
  • FIG. 1b Another perspective, schematic representation of a possible embodiment of the transmission mechanism according to the invention viewed from the output shaft, partially assembled;
  • Fig. 3 is a graphical representation of various positions of the legs and the coupler during half a turn of the steering wheel and
  • Fig. 4 is a graphical representation of various points of the output joint during one revolution.
  • Figures la and lb show, in somewhat different designs and representations, a drive shaft 10 with an axis X, an output shaft 30 with an axis Y and a transmission mechanism 20.
  • a steering wheel 40 connected to the drive shaft 10 is symbolically shown on the drive shaft 10.
  • a drive lever 11 is also attached to it in a rotationally fixed manner. It can be designed in a plate, according to Fig. La, or in two wings 12, according to Fig. Lb. Any other shape of the drive lever 11 can be selected, which enables a distant, articulated attachment of two moving parts at the desired locations. The designation of the wings used in the following should not be interpreted restrictively.
  • the axis Y of the output shaft 30 runs essentially parallel to the axis X of the drive shaft 10 with an offset Ri.
  • An output lever 31 is rotatably connected to the output shaft 30.
  • the translation mechanism 20 has three movable parts, namely two legs 21 and a coupler 23. At each outer end of the two wings 12 of the drive lever 11, one of the legs 21 is one-sided by a leg joint
  • FIGS. 1 a and 1 b Another difference between FIGS. 1 a and 1 b is the design of the joints 24.
  • various designs are conceivable and possible.
  • the joints 22, 24, 32 are designed to save space and allow movements in one plane, so that the translation mechanism 20 can be designed flat. This means that it can be packed in a plate shape.
  • Rolling bearings or plain bearings can be used as joints, or any equivalent solution known to those skilled in the art can be used.
  • the axes X of the drive shaft 10 and Y of the output shaft 30 do not necessarily have to be parallel.
  • the steering wheel inclination can be adjusted.
  • the legs 21 are of the same length, the axes A and B of the two leg joints 22 are at an uneven distance from the axis X of the drive shaft 10 and the axis Z 1 of the output joint 32 is located on the coupler 23 (FIG. 1) is centered between the axes C and D of the coupling joints 24.
  • the movable parts 21, 23 of the transmission mechanism 20 can perform a periodic movement with ONE degree of freedom in a fixed position of the steering wheel 40. During this movement, the axis Z 'of the output joint 32 on the coupler 23 runs through a closed path, which can be represented as a projection onto the surface of the drive lever 11 in the form of an elongated figure eight.
  • FIG. 2 An example of such a path is shown in FIG. 2 as long dashed "8". It can be seen that a further central region of this curve represents a straight line g.
  • the axis Z 'of the output joint 32 on the coupler 23 of the entire possible path described passes through only one area within one of the straight pieces, which is denoted by g.
  • the path center M of the path curve described with the shape of an eight lies centrally between the two axes A and B of the two leg joints 22.
  • the distance from the path center M to the axis X of the drive shaft 10 is denoted by R 2 .
  • the position of the path center M relative to the axis X of the drive shaft 10 can be interpreted as the current position of the steering wheel 40. Accordingly, the path center M moves during a rotation of the steering wheel 40 from -180 ° to + 180 ° on a circular path m around the axis X of the drive shaft 10 with the radius R 2 .
  • the axis Z ′′ of the output joint 32 on the output lever 31 (FIG. 1) describes a circular path k around the axis Y of the output shaft during the movement of the rotation of the output shaft 30
  • the axis Z of the output joint 32 Since in the axis Z of the output joint 32 the axis Z 'of the output joint 32 on the coupler 23 is always combined with the axis Z 1 ' of the output joint 32 on the output lever 31, the axis Z of the output joint 32 is always at the common intersection of the straight piece g (possible stay area of Z ') with the circulation circle k of the output lever
  • the legs 21 and the coupler 23 are shown symbolically as lines in the positions 0 °, 45 °, 90 °, 135 ° and 180 °.
  • the position 0 ° corresponds to the position of the transmission 1 with the largest gear ratio and corresponds to the position of driving straight ahead in the application example of a steering gear.
  • This preferred exemplary embodiment is proportioned in such a way that both the coupler 23 and the straight line g lie in the straight connecting line n in which the axes X of the drive shaft 10 and Y of the output drive shaft 30 lie.
  • the axis Z of the output joint 32 also lies on this straight line n during straight travel.
  • the two distances between the axes A and B of the two leg joints 22 from the axis X of the drive shaft 10 are also of different lengths in this exemplary embodiment.
  • the straight piece g rotates about the axis X of the drive shaft 10 by the same angle as the steering wheel 40.
  • the axis Z of the output joint 32 moves along the circle k around the axis Y of the output shaft 30.
  • the distribution of the positions Z on the circle k mediate the linear progressive behavior of the translation mechanism 20.
  • the individual instantaneous positions of the axes Z of the output joint 32 are shown again in FIG. 4.
  • the drive shaft 10 can be rotated through 180 ° in any direction.
  • the movement of the drive shaft 10 implemented by the transmission mechanism 20 according to the invention results in this movement in a rotation of the output shaft 30 likewise by 180 ° in each direction, with the incremental increments of the drive rotation not being linear with the angular increments of the output rotation. This can be seen in FIG. 4.
  • the two legs 21 essentially point during straight travel the same angle to the straight line n, which is generally between 45 ° and 90 °, preferably between 70 and 80 ° and in this example is approximately 75 °.
  • both axes A and B of the leg steer 22 the same distances from the straight line n in which the axes X of the drive shaft 10 and Y of the output shaft 30 lie.
  • the distance R 2 shown in FIG. 2 g from the axis X to the track center point M on the straight line stucco According to the invention in the same order of magnitude as the radius R of the circular path ⁇ k around the axis Y of the output shaft 30, in any case at least half as large and not large than twice as big.
  • the movement in this area around the center of the path M is advantageous for the transmission of force from the drive shaft 10 to the moving parts 21, 23, because no steep angles of the individual moving parts occur to one another.
  • the most direct power transmission is achieved in each case when the direction of force application is in the direction of movement of the part to be moved.
  • the length and distance ratios of the transmission mechanism 20 should therefore advantageously be chosen such that the angles between the legs 21 and the coupler 23 do not become more acute than 45 ° and not more obtuse than 135 ° during the entire rotation of the steering.
  • the legs 21 do not necessarily have to be selected to be of the same length and the driven joint 32 does not necessarily have to be in the middle of the coupler 23. Such an asymmetry is not desirable for steering, however, as this results in an asymmetrical steering behavior when left or. right turning the steering wheel 40 occurs. Such a transmission 1 is, however, conceivable for other applications in which this symmetry is not required.
  • Length ratios and angles of a preferred embodiment can be read out from FIG. measure.
  • the distance between the axes A and C respectively. B and D of the joints 22, 24 on the legs 21 are between 60 and 100 mm long, preferably between 80 and 90 mm. It has proven to be advantageous if the coupler 23 is shorter than the legs 21.
  • a distance R ⁇ of the axes Y of the output shaft 30 and Z of the output joint 32 on the output lever 31 of between 30 and 70 mm, preferably of between 40 and 50 mm, is also sought.
  • the offset Ri of the axes X of the input shaft 10 and Y of the output shaft 30 is responsible for the height of the progression.
  • Reasonable orders of magnitude from this offset Ri lie between 10% and 100% of the distance R ⁇ of the axis Z of the output lever 31 about the axis Y of the output shaft 30.
  • Examinations practical experience has shown that when driving straight ahead, a ratio of the order of 20: 1 from steering wheel rotation to change of wheel direction is considered comfortable and stable for the driver. When the wheels are fully turned, this ratio should be in a range between 3: 1 and 2: 1, preferably around 2.5: 1.
  • the offset Ri between the axis X of the drive shaft 10 and the axis Y of the output shaft 30 being approximately 70% of the distance R ⁇ of the axis Z of the output lever 31 from the axis Y of the output shaft 30, but in any case between 50 and 90 % of it.
  • the transmission ratio of a steering system which is equipped with a transmission mechanism 20 according to the invention can therefore be adapted to the respective requirements at any time by changing the ratio Ri to R ⁇ , in particular also while driving.
  • one of the axes X of the input shaft or Y of the output shaft can be shifted relative to the other.
  • the transmission 1 described here can be combined with any other type of steering as well as with a written rack and pinion steering.
  • Conventional measures such as power steering, predetermined breaking points and every conceivable type of steering system and angular gear can be used in the same way as before.
  • Any conventional vehicle can also be retrofitted with a suitable design of such a translation mechanism 20 according to the invention.
  • a planetary gear can be attached to the output shaft 30, which has the necessary implementation so that the desired travel of the rack is achieved with a steering wheel rotation of -180 ° to + 180 °.
  • the progressive translation according to this invention can be used in addition to its main area of application, the progressive vehicle steering, in other areas, for example when driving bicycles, the drive chain being driven by the output shaft and the transmission gear being designed such that the maximum effectiveness of the Pressure on the bicycle pedals, i.e. with the bicycle crank connected to the drive shaft in a substantially horizontal position, the maximum transmission ratio of the transmission gear and with minimal effectiveness of the pressure on the bicycle pedals, i.e. with the bicycle crank connected to the drive shaft in a substantially vertical position, the minimal translation of the transmission gear is given.
  • this transmission mechanism 20 is the favorable force ratio of the drive shaft 10 to the output shaft 30, the freedom from play and insensitivity of tolerance without fine adjustments, and the simple and inexpensive manufacture and assembly of the transmission 1.
  • the present invention provides a practically linear progressive gear which is suitable as a steering gear for vehicles, in particular for vehicles powered by motor and muscle power. In principle, input shaft and output shaft can be exchanged. The chosen designations should not be interpreted restrictively for the direction of force application.
  • an advantageous progression can be achieved in which the ratio of the steering angle to the toe angle when driving straight ahead is approximately 20 to 1 and decreases linearly to approximately 8 times to approximately 2.5 to 1 up to the area of the full turn.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Übersetzungsmechanismus (20) eines progressiven Getriebes (1), vorzugsweise eines Lenkgetriebes eines Fahrzeuges, das eine Antriebswelle (10) und eine Abtriebswelle (30) umfasst. Der erfindungsgemässe Übersetzungsmechanismus (20) besteht aus drei beweglichen Teilen (21, 23), die gelenkig miteinander verbunden sind und derart an Hebeln (11, 31) auf der Antriebswelle (10) und auf der Abtriebswelle (30) befestigt sind, dass eine Übersetzung mit einer linearen Progression von der Antriebswelle (11) auf die Abtriebswelle (30) in den Bereichen -180° bis +180° erreicht wird. Der Vorteil dieses Übersetzungsmechanismus (20) liegt in der Spielfreiheit der Mechanik und der direkten Kraftübertragung dank geeigneter Winkel der einzelnen Komponenten zueinander sowie in seiner kostengünstigen Herstellung.

Description

PROGRESSIVER UBERSETZUNGSMECHANISMUS
Die Erfindung betrifft einen Ubersetzungsmechamsmus eines progressiven Getriebes zwischen einer Antriebswelle und einer Abtriebswelle .
Progressive Getriebe werden vielerorts eingesetzt. Eine der wichtigsten Anwendungen sind Lenkgetriebe aller Art, vornehmlich aber Lenkgetriebe von gesteuerten Fortbewegungsmitteln aller Art, beispielsweise Lenkgetriebe von Fahrzeugen.
Ein Getriebe ist eine Vorrichtung zur Weiterleitung oder Umformung von Bewegungen. Hier von Interesse sind Getriebe, die eine Drehbewegung einer Antriebswelle in eine Drehbewegung einer Abtriebswelle umsetzen. Im Falle eines Lenkgetriebes eines Fahrzeuges ist die Antriebswelle direkt oder indirekt mit einem Lenkrad gekoppelt, wahrend die Abtriebswelle mit einem geeigneten Mechanismus gekoppelt ist, der eine Richtungsanderung des zu lenkenden Fahrzeuges verursacht. Bei einer Zahnstangenlenkung umfassen diese Mechanismen üblicherweise ein Ritzel, das an die Abtriebswelle gekoppelt ist und eine Zahnstange, in die das Ritzel greift. Beim Drehen am Lenkrad wird die Zahnstange verschoben und schwenkt mittels Spurstangen die zu lenkenden Rader. Andere Beispiele für diese Mechanismen umfassen unter anderem Schneckenrollenlenkungen und Kugelumlauflen- kungen .
Im Gegensatz zu Getrieben mit einer linearen Beziehung zwischen der Antriebswelle und der Abtriebswelle weisen progressive Getriebe ein nichtlineares Verhältnis zwischen der Drehung der Antriebswelle und der Drehung der Abtriebswelle auf. Beim Beispiel eines Fahrzeuges ist die Wirkung einer Drehung des Lenkrades um einen bestimmten Winkel demnach abhangig von der momentanen Stellung dieses Lenkrades. Vorteilhafterweise ist diese Wirkung klein in der Geradeausstellung des Lenkrades und wird grosser, je weiter das Lenkrad eingeschlagen ist. Dies gewährleistet bei hohen Geschwindigkeiten eine präzise Lenkung um die Geradeausstellung, da selbst eine relativ gros- se Bewegung des Lenkrades lediglich eine kleine Richtungsanderung der Fahrspur verursacht. Beim Manövrieren hingegen, wenn das Lenkrad bereits stark eingeschlagen ist, verursacht eine kleine Drehbewegung einer progressiven Lenkung bereits eine relativ grosse Spuranderung . Dies ist speziell beim Parkieren erwünscht, um effizient von einem Anschlag der Radstellung zum anderen Anschlag wechseln zu können.
In der EP 0 915 003 Bl (Wandfluh) wird eine Fahrzeuglenkung mit variablem Übersetzungsverhältnis vorgestellt, die insgesamt vier Drehachsen enthalt, die sich alle in einem Punkt schneiden. Der Nachteil dieser Lenkung besteht darin, dass die Hebel nicht in einer Ebene liegen sondern steile Winkel zueinander aufweisen. Diese technisch heikle und instabile Losung ist toleranzempfindlich und fordert einen hohen Aufwand an die Genauigkeit der Teile, um nicht zu viel Spiel aufzuweisen. Dies fuhrt zu hohen Montagekosten, da die Lager mit hohem Aufwand präzise eingestellt werden müssen. Durch die Steilheit der Lenkung nimmt die Feinfuhligkeit der Lenkung ab, weil das Gefühl für die Lenkung über die steile Abwmkelung verloren geht. Die relativ tote Lenkung im Bereich der Geradeausfahrt wechselt bei einem Lenkradeinschlag von etwa 75° ziemlich abrupt in eine Lenkung mit starker Progression, wie aus der Figur 6 der zitierten Schrift hervorgeht. Aus derselben Figur geht weiterhin hervor, dass der maximal mögliche Einschlagswinkel des Lenkrades beidseitig auf 105° begrenzt ist. Dies ist ein weiterer Nachteil dieser Losung, da der gesamte Lenkbereich bereits in 210° erfolgt werden muss. Die Schrift DE 195 19 588 AI (Honda) stellt ein weiteres Lenkgetriebe mit einer progressiven Charakteristik vor. Die Variabilität des Übersetzungsverhältnisses beruht bei diesem Lenkgetriebe darauf, dass die Abtriebswelle des Lenkgetriebes bezuglich dessen Antriebswelle zwar parallel verlaufend, aber versetzt (exzentrisch) angeordnet ist. Zur Kupplung der Antriebswelle mit der Abtriebswelle ist ein Zwischenelement zwischen den beiden Wellen angeordnet, das im Wesentlichen die Funktion einer Schubkurbel (Schubgelenk kombiniert mit Drehgelenk) hat und das Drehmoment von der Antriebswelle bez. einer mit der Antriebswelle drehfest verbundenen Verlängerung auf die Abtriebswelle übertragt. Die Tendenz der Wirkung eines solchen Lenkgetriebes ist wohl erwünscht, da das Lenkverhalten harmonisch progressiv mit steigender Auslenkung des Lenkrades wachst. Die Ausfuhrung gemass der erwähnten Schrift lasst allerdings keinen spielfreien Verlauf zu.
In der EP 0 915 003 Bl ist eine umfangreiche Liste mit weiteren bekannten Losungen für progressive Lenkgetriebe mit den verschiedenen technischen Realisierungen und deren Schwachstellen angegeben.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, einen progressiven Ubersetzungsmechanismus eines Getriebes zu schaffen, das sich als Lenkgetriebe für Fahrzeuge eignet und das sich dadurch auszeichnet, dass der Ubersetzungsmechanismus toleranzunempfindlich ist, ohne Einstellungen spielfrei arbeitet und ein gunstiges Kräfteverhältnis aufweist. Zudem soll die Ausfuhrung platzsparend und nach Möglichkeit in einer Platte untergebracht sein.
Die Aufgabe wird erfindungsgemass gelost durch die Kennzeichen des Anspruchs 1. Die Erfindung wird nachfolgend unter Bezugnahme auf die Zeichnungen naher beschrieben. Es zeigen:
Fig. la Eine perspektivische, schematische Explosionsdarstellung einer möglichen Ausfuhrung des erfindungs- gemassen Ubersetzungsmechanismus von der Abtriebswelle her betrachtet;
Fig. lb Eine andere perspektivische, schematische Darstellung einer möglichen Ausfuhrung des erfindungsgemas- sen Ubersetzungsmechanismus von der Abtriebswelle her betrachtet, teilweise zusammengebaut;
Fig. 2 Eine Darstellung eines möglichen Bewegungsverlaufes der Achse eines Abtriebsgelenkes;
Fig. 3 Eine graphische Darstellung verschiedener Positionen der Schenkel und des Kopplers wahrend einer halben Umdrehung des Lenkrades und
Fig. 4 Eine graphische Darstellung verschiedener Punkte des Abtriebgelenkes wahrend einer Umdrehung.
Die Figuren la und lb zeigen, in etwas verschiedenen Ausfuhrungen und Darstellungen, eine Antriebswelle 10 mit einer Achse X, eine Abtriebswelle 30 mit einer Achse Y und einen Ubersetzungsmechanismus 20. An der Antriebswelle 10 ist ein mit diesem drehfest verbundenes Lenkrad 40 symbolisch dargestellt. Am anderen Ende der Antriebswelle 10 ist ein Antriebshebel 11 ebenfalls drehfest an dieser befestigt. Er kann in eine Platte ausgestaltet sein, gemass Fig. la, oder in zwei Flügel 12, gemass Fig. lb. Es kann jede andere Form des Antriebshebels 11 gewählt werden, die eine distanzierte, gelenkige Befestigung von zwei beweglichen Teilen an den gewünschten Stellen ermöglicht. Die im Folgenden verwendete Bezeichnung der Flügel soll nicht einschränkend gedeutet werden. Die Achse Y der Abtriebswelle 30 verlauft im Wesentlichen parallel zur Achse X der Antriebswelle 10 unter Aufweisung eines Versatzes Ri . Ein Abtriebshebel 31 ist drehfest an der Abtriebswelle 30 verbunden.
Der Ubersetzungsmechanismus 20 weist drei bewegliche Teile auf, namentlich zwei Schenkel 21 und einen Koppler 23. An jedem ausseren Ende der beiden Flügel 12 des Antriebshebels 11 ist einer der Schenkel 21 einseitig durch ein Schenkelgelenk
22 angebracht. Die beiden anderen Enden der Schenkel 21 sind mit dem Koppler 23 durch Kopplungsgelenke 24 verbunden.
Im Bereich zwischen den beiden Kopplungsgelenken 24 am Koppler
23 befindet sich eine Vorrichtung für ein Abtriebsgelenk 32, an dem der Abtriebshebel 31 angebracht wird. Alle diese Gelenke 22, 24, 32 lassen Schwenkbewegungen in einer Ebene senkrecht zur Antriebswelle 10 zu und verhindern gleichzeitig Bewegungen in ede andere Richtung.
Die Andeutung eines Ritzels und einer Zahnstange an der Antriebswelle 10 dienen lediglich zur Veranschaulichung eines möglichen Mechanismus einer Lenkung und soll in keiner Weise einschränkend gedeutet werden.
Ein weiterer Unterschied der Figuren la und lb ist die Ausgestaltung der Gelenke 24. Prinzipiell sind verschiedene Ausgestaltungen denkbar und möglich. Entscheidend ist allerdings für diese Erfindung, dass die Gelenke 22, 24, 32 platzsparend ausgestaltet sind und Bewegungen in einer Ebene zulassen, sodass der Ubersetzungsmechanismus 20 flach ausgestaltet werden kann. Dadurch kann er plattenformig verpackt werden.
Als Gelenke können Walzlager oder Gleitlager, verwendet werden, oder es kann ede äquivalente Losung angewandt werden, die der Fachwelt bekannt ist. Die Achsen X der Antriebswelle 10 und Y der Abtriebswelle 30 müssen nicht notwendigerweise parallel sein. Durch Verwendung sphärischer Lager kann das Einstellen der Lenkradneigung ermöglicht werden.
Die Funktionsweise des Getriebes wird im Folgenden unter Bezug der Figuren 2, 3 und 4 beschrieben:
In einem bevorzugten Ausfuhrungsbeispiel sind die Schenkel 21 gleich lang, die Achsen A und B der beiden Schenkelgelenke 22 weisen einen ungleichen Abstand von der Achse X der Antriebswelle 10 auf und die Achse Z1 des Abtriebsgelenks 32 auf dem Koppler 23 (Fig. 1) befindet sich mittig zwischen den Achsen C und D der Kopplungsgelenke 24. Die beweglichen Teile 21, 23 des Ubersetzungsmechanismus 20 können in einer festen Lage des Lenkrades 40 eine periodische Bewegung mit EINEM Freiheitsgrad ausfuhren. Die Achse Z' des Abtriebsgelenkes 32 auf dem Koppler 23 durchlauft bei dieser Bewegung eine geschlossene Bahn, die als Projektion auf die Flache des Antriebshebels 11 in der Form einer langgezogenen Acht dargestellt werden kann. Ein Beispiel einer solchen Bahn ist, als gestrichelte lange "8", in Figur 2 dargestellt. Dabei lasst sich feststellen, dass ein weiter mittlerer Bereich dieser Kurve eine Gerade g darstellt. Bei der erfmdungsgemassen Anordnung wird jeweils die Achse Z' des Abtriebsgelenkes 32 auf dem Koppler 23 von der gesamten möglichen beschriebenen Bahn lediglich ein Bereich durchlaufen innerhalb eines der Geradestucke, das mit g bezeichnet ist.
Erfindungsgemass ist darauf zu achten, dass die Positionen der Achsen A und B der beiden Schenkelgelenke 22 auf dem Antriebshebel 11 so gewählt werden, dass das Geradestuck g durch die Achse X der Antriebswelle 10 verlauft.
Der Bahnmittelpunkt M der beschriebenen Bahnkurve mit der Form einer Acht liegt mittig zwischen den zwei Achsen A und B der beiden Schenkelgelenke 22. Der Abstand vom Bahnmittelpunkt M zur Achse X der Antriebswelle 10 wird mit R2 bezeichnet. Die Position des Bahnmittelpunktes M relativ zur Achse X der Antriebswelle 10 kann als momentane Stellung des Lenkrades 40 interpretiert werden. Demnach wandert der Bahnmittelpunkt M wahrend einer Drehung des Lenkrades 40 von -180° bis +180° auf einer Kreisbahn m um die Achse X der Antriebswelle 10 mit dem Radius R2.
Die Achse Z' ' des Abtriebsgelenkes 32 auf dem Abtriebshebel 31 (Fig. 1) beschreibt wahrend der Bewegung der Drehung der Abtriebswelle 30 eine Kreisbahn k um Achse Y der Abtriebswelle
30 mit dem Radius Rγ, der durch den Abstand der Achse Y der Abtriebswelle 30 zur Achse Z1 1 des Abtriebsgelenkes 32 auf dem Abtriebshebel 31 gegeben ist. Dieser Kreis k ist in Fig. 2 dargestellt .
Da in der Achse Z des Abtriebsgelenkes 32 stets die Achse Z' des Abtriebsgelenkes 32 auf dem Koppler 23 mit der Achse Z1' des Abtriebsgelenkes 32 auf dem Abtriebshebel 31 vereint ist, liegt die Achse Z des Abtriebsgelenkes 32 stets auf dem gemeinsamen Schnittpunkt des Geradestuckes g (möglicher Aufenthaltsbereich von Z') mit dem Umlaufkreis k des Abtriebshebels
31 (möglicher Aufenthaltsbereich von Z1')- Dies gilt für jede beliebige Winkelstellung des Lenkrades 40.
In der Figur 3 sind die Schenkel 21 und der Koppler 23 symblisch als Striche dargestellt in den Positionen 0°, 45°, 90°, 135° und 180°. Die Position 0° entspricht der Stellung des Getriebes 1 der grossten Übersetzung und entspricht der Stellung der Geradeausfahrt im Anwendungsbeispiel eines Lenkgetriebes .
Dieses bevorzugte Ausfuhrungsbeispiel ist derart proportioniert, dass wahrend der Geradeausfahrt sowohl der Koppler 23 als auch das Geradestuck g in der Verbindungsgeraden n liegt, in der auch die Achsen X der Antriebswelle 10 und Y der Ab- triebswelle 30 liegen. Die Achse Z des Abtriebsgelenkes 32 liegt wahrend der Geradeausfahrt ebenfalls auf dieser Geraden n. Die beiden Abstände der Achsen A und B der beiden Schenkelgelenke 22 zur Achse X der Antriebswelle 10 sind in diesem Ausfuhrungsbeispiel ebenfalls unterschiedlich lang. Beim Drehen des Lenkrades 40 um einen Winkel dreht sich das Geradestuck g um die Achse X der Antriebswelle 10 um denselben Winkel wie das Lenkrad 40. Gleichzeitig verschiebt sich die Achse Z des Abtriebgelenkes 32 entlang dem Kreis k um die Achse Y der Abtriebswelle 30. Die einzelnen Punkte Zx (I = 0, 1, 2, 3, 4) bezeichnen die momentanen Stellungen des Abtriebsgelenkes 32 um die Achse Y der Abtriebswelle 30, wobei der Drehwinkel zwischen den einzelnen Stellungen der Antriebswelle 10 jeweils 45° betragen. Die Verteilung der Stellungen Z auf dem Kreis k vermitteln das linear progressive Verhalten des Ubersetzungsmechanismus 20.
Die einzelnen momentanen Stellungen der Achsen Z des Abtriebsgelenkes 32 sind in der Figur 4 nochmals dargestellt. Die Antriebswelle 10 lasst sich in jede Richtung um 180° drehen. Die durch den erfindungsgemassen Ubersetzungsmechanismus 20 umgesetzte Bewegung der Antriebswelle 10 fuhrt bei dieser Bewegung zu einer Drehung der Abtriebswelle 30 um ebenfalls 180° in jede Richtung, wobei die Wmkelinkremente der Antriebsdrehung nicht linear zu den Winkelmkrementen der Abtriebsdrehung stehen. Dies geht aus Fig. 4 hervor.
Da die Abstände der beiden Achsen A und B der Schenkelgelenke 22 zu den Achsen C, D der Kopplungsgelenke 24 in der Figur 3 gleich lang sind und das Abtriebsgelenk 32 im Zentrum des Kopplers 23 angebracht ist, weisen die beiden Schenkel 21 wahrend der Geradeausfahrt im Wesentlichen denselben Winkel zur Geraden n auf, der generell zwischen 45° und 90°, vorzugsweise zwischen 70 und 80° liegt und in diesem Beispiel etwa 75° betragt. Demzufolge weisen beide Achsen A und B der Schenkeige- lenke 22 dieselben Abstände zur Geraden n auf, in der die Achsen X der Antriebswelle 10 und Y der Abtriebswelle 30 liegen.
Der in Fig. 2 gezeigte Abstand R2 von der Achse X zum Bahnmittelpunkt M auf dem Geradestuck g ist erfindungsgemass in der gleichen Grossenordnung wie der Radius Rγ der Kreisbahn k um die Achse Y der Abtriebswelle 30, jedenfalls mindestens halb so gross und nicht grosser als doppelt so gross.
Die Bewegung in diesem Bereich um den Bahnmittelpunkt M ist vorteilhaft für die Krafteubertragung von der Antriebswelle 10 auf die beweglichen Teile 21, 23, weil keine steilen Winkel der einzelnen beweglichen Teile zueinander auftreten. Die direkteste Kraftübertragung wird jeweils erreicht, wenn die Krafteinlenkungsrichtung in der Bewegungsrichtung des zu bewegenden Teiles liegt. In der erfinderischen Anordnung bedeutet dies, dass die beweglichen Teile möglichst senkrecht zueinander stehen sollten. Die Langen- und Abstandsverhaltnisse des Ubersetzungsmechanismus 20 sollten demnach vorteilhafterweise so gewählt werden, dass die Winkel zwischen den Schenkeln 21 und dem Koppler 23 wahrend der gesamten Drehung der Lenkung nicht spitzer als 45° und nicht stumpfer als 135° werden.
Es hat sich als sinnvoll erwiesen, den Abstand der Achsen A und B der Schenkelgelenke 22 von der Geraden n in der Grossenordnung vom Doppelten Radius Rγ des Umlaufkreises k der Achse Z des Abtriebshebels 31 um die Achse Y der Abtriebswelle 30 zu wählen (2RY) . Je grosser dieser Abstand ist, desto direkter sind die Kraftübertragungen dank den wenig von 90° abweichenden Winkeln. Andererseits beansprucht das Getriebe 1 mehr Platz, je weiter die von der Achse X der Antriebswelle 10 entferntere Achse A oder B der Schenkelgelenke 22 entfernt sind, da bei einer Umdrehung der Antriebswelle 10 die gesamte Kreisfläche um die Achse X der Antriebswelle 10 mit dem Radius des längeren Flugeis 12 des Antriebshebels 11 beansprucht wird. Demzufolge ist oft eine Kompromisslosung wünschenswert, die von der optimalen geometrischen Lage abweicht zu Gunsten eines kleineren Platzbedarfes des gesamten Getriebes 1.
Die Schenkel 21 müssen nicht zwingend gleich lang gewählt werden und das Abtriebsgelenk 32 muss nicht zwingend n der Mitte des Kopplers 23 sein. Für eine Lenkung ist eine solche Asymmetrie allerdings nicht erwünscht, da dadurch ein asymmetrisches Lenkverhalten beim links resp. rechts Drehen des Lenkrades 40 auftritt. Für andere Anwendungen, bei denen diese Symmetrie nicht erforderlich ist, ist ein solches Getriebe 1 allerdings denkbar.
Langenverhaltnisse und Winkel einer bevorzugten Ausfuhrungsform lassen sich aus Fig. 3 herauslesen resp. abmessen.
Für die Anwendung einer Lenkung eines Fahrzeuges haben sich Grossenverhaltnisse als gunstig erwiesen, in denen der Gesamtdurchmesser des Platzbedarfes zwischen 15 cm und 35 cm betragen. Dazu wird vorzugsweise der Abstand der Achsen A und C resp. B und D der Gelenke 22, 24 auf den Schenkeln 21 zwischen 60 und 100 mm Lange, vorzugsweise zwischen 80 und 90 mm, gewählt. Es hat sich als vorteilhaft erwiesen, wenn der Koppler 23 kurzer ist als die Schenkel 21. Ein Abstand der Achsen C und D der Kopplungsgelenke 24 auf dem Koppler 23 von zwischen 40 und 80 mm, vorzugsweise von zwischen 60 und 70 mm, erwies sich als geeignet. Weiter wird ein Abstand Rγ der Achsen Y der Abtriebswelle 30 und Z des Abtriebsgelenkes 32 auf dem Abtriebshebel 31 von zwischen 30 und 70 mm, vorzugsweise von zwischen 40 und 50 mm, angestrebt.
Der Versatz Ri der Achsen X der Antriebswelle 10 und Y der Abtriebswelle 30 ist für die Hohe der Progression verantwortlich. Sinnvolle Grossenordnungen von diesem Versatz Ri liegen zwischen 10% und 100% vom Abstand Rγ der Achse Z des Abtriebshebels 31 um die Achse Y der Abtriebswelle 30. Untersuchungen aus der Praxis haben ergeben, dass bei einer Geradeausfahrt eine Übersetzung von der Grόssenordnung von 20:1 von der Lenkraddrehung zur Radrichtungsanderung für den Fahrer als komfortabel und stabil angesehen wird. Beim Volleinschlag der Rader sollte dieses Verhältnis auf einen Bereich zwischen 3:1 und 2:1, vorzugsweise bei etwa 2.5:1 liegen. Dies wird beispielsweise erreicht, indem der Versatz Ri zwischen der Achse X der Antriebswelle 10 und der Achse Y der Abtriebswelle 30 etwa 70% des Abstandes Rγ der Achse Z des Abtriebshebels 31 zu der Achse Y der Abtriebswelle 30, jedenfalls aber zwischen 50 und 90 % davon betragt.
Das Übersetzungsverhältnis einer Lenkung, die mit einem erfin- dungsgemassen Ubersetzungsmechanismus 20 ausgestattet ist, kann demnach durch Veränderung des Verhältnisses Ri zu Rγ jederzeit den jeweiligen Anforderungen angepasst werden, insbesondere auch wahrend der Fahrt. Dazu kann beispielsweise eine der Achsen X der Eingangswelle oder Y der Ausgangswelle relativ zur anderen verschoben werden.
Samtliche Masse können von den obigen Angaben der idealen Verhaltnisse abweichen, solange der mechanische Umlauf gewahrleistet bleibt. Obwohl die Kraftübertragungen dann nicht mehr optimal sind, können andere Masse und Proportionen in gewissen Anwendungsbereichen vorteilhaft sein, beispielsweise um den gesamten Platzbedarf des Getriebes zu verringern oder um die Hebelwirkung in bestimmten Lagen der Drehung zu erhohen.
Beim Einsatz eines erfindungsgemassen Ubersetzungsmechanismus 20 ist es zusatzlich denkbar, die Zahnstange und/oder das Ritzel einer an das Getriebe 1 angekoppelte Zahnstangenlenkung ebenfalls progressiv anzuordnen, um die Progression um etwa weitere 30-35% zu verstarken.
Das hier beschriebene Getriebe 1 lasst sich mit jeder anderen Art von Lenkung ebenso gut kombinieren wie mit einer hier be- schriebenen Zahnstangenlenkung. Herkömmliche Massnahmen wie eine Servolenkung, Sollbruchstellen und jede denkbare Art eines Lenksystems sowie Winkelgetriebe sind in gleicher Weise wie bisher einsetzbar.
Jedes herkömmliche Fahrzeug lässt sich auch mit einer geeigneten Ausführung eines solchen erfindungsgemässen Übersetzungs- mechanismus 20 nachrüsten. Um beispielsweise die Anpassung an das bestehende Ritzel einer Zahnstangenlenkung vorzunehmen, lässt sich ein Planetengetriebe auf der Abtriebswelle 30 anbringen, das die erforderliche Umsetzung aufweist, damit der gewünschte Weg der Zahnstange bei jeweils einer Lenkradumdrehung von -180° bis +180° erreicht wird.
Die progressive Übersetzung nach dieser Erfindung kann neben ihrem Hauptanwendungsgebie.t, der progressiven Fahrzeuglenkung, auch auf anderen Gebieten eingesetzt werden, beispielsweise beim Antrieb von Fahrrädern, wobei die Antriebskette von der Abtriebswelle angetrieben wird und das Übersetzungsgetriebe derart ausgebildet ist, dass bei maximaler Wirksamkeit des Druckes auf die Fahrradpedalen, also bei im Wesentlichen horizontaler Stellung der mit der Antriebswelle drehfest verbundenen Fahrradkurbel, die maximale Übersetzung des Übersetzungsgetriebes und bei minimaler Wirksamkeit des Druckes auf die Fahrradpedalen, also bei im Wesentlichen vertikaler Stellung, der mit der Antriebswelle drehfest verbundenen Fahrradkurbel, die minimale Übersetzung des Übersetzungsgetriebes gegeben ist.
Vorteile dieses erfindungsgemässen Ubersetzungsmechanismus 20 sind das günstige Kraftverhältnis der Antriebswelle 10 auf die Abtriebswelle 30, die Spielfreiheit und Unempfindlichkeit der Toleranz ohne Feineinstellungen sowie die einfache und günstige Herstellung und Montage des Getriebes 1. Die vorliegende Erfindung schafft ein praktisch linear progressives Getriebe, das sich als Lenkgetriebe für Fahrzeuge, insbesondere für Motor- und Muskelkraft betriebene Fahrzeuge eignet. Prinzipiell lassen sich Eingangswelle uns Ausgangswelle vertauschen. Die gewählten Bezeichnungen sollen nicht einschränkend für die Krafteinleitungsrichtung gedeutet werden.
Zudem kann eine vorteilhafte Progression erreicht werden, bei der das Verhältnis von Lenkwinkel zu Spurwinkel bei der Geradeausfahrt etwa 20 zu 1 beträgt und bis zum Bereich des vollen Einschlags linear auf etwa das 8-fache abnimmt auf etwa das Verhältnis 2.5 zu 1.
Liste der Bezeichnungen
I Getriebe
10 Antriebswelle
II Antriebshebel
12 Flügel des Antriebshebels
20 Ubersetzungsmechanismus
21 Schenkel
22 Schenkelgelenke
23 Koppler
24 Kopplungsgelenke
30 Abtriebswelle
31 Abtriebshebel
32 Abtriebsgelenk 40 Lenkrad
A, B Achsen der Schenkelgelenke
C, D Achsen des Kopplungsgelenkes
Ri Versatz zwischen der Achse X der Antriebswelle und der Achse Y der Abtriebswelle
R2 Abstand vom Bahnmittelpunkt M zwischen den Achsen A und B der beiden Schenkelgelenke zur Achse X der Antriebswelle
Rγ Radius des Umlaufkreises k der Achse Z des Abtriebshebels um die Achse Y der Abtriebswelle g Geradestück k Umlaufkreis der Achse Z des Abtriebshebels um die Achse Y der Abtriebswelle mit dem Radius Rγ
M Bahnmittelpunkt zwischen den Achsen A und B der beiden Schenkelgelenke n Verbindungsgerade durch die Achse X der Antriebswelle und die Achse Y der Abtriebswelle
X Achse der Antriebswelle
Y Achse der Abtriebswelle
Z Achse des Abtriebsgelenkes
Z' Achse des Abtriebsgelenkes auf dem Koppler
Z'1 Achse des Abtriebsgelenkes auf dem Abtriebshebel

Claims

Patentansprüche
1. Ubersetzungsmechanismus (20) eines progressiven Getriebes (1), vorzugsweise eines Lenkgetriebes eines Fahrzeuges, zwischen einer Antriebswelle (10) und einer Abtriebswelle (30), die auch vertauscht werden können, gekennzeichnet durch einen Antriebshebel (11), der drehfest mit der Antriebswelle (10) verbindbar ist, sowie zwei Schenkel (21), die einseitig mit Schenkelgelenken (22) je am Antriebshebel (11) distanziert verbunden sind, sowie einen Koppler (23), der distanziert mit den anderen Enden der Schenkel (21) verbunden ist, sowie einem Abtriebshebel (31), der drehfest mit der Abtriebswelle (30) verbindbar ist und der in einem Versatz (Rγ) zur Achse (Y) der Abtriebswelle (30) am Koppler (23) verbunden ist, wobei die Achsen (X, Y) der Antriebswelle (10) und der Abtriebswelle (30) im wesentlichen parallel verlaufen und einen Versatz (Rj.) aufweisen und wobei alle nicht drehfesten Verbindungen Schwenkbewegungen in einer Ebene im wesentlichen quer zu den Achsen (X, Y) der Antriebswelle (10) und der Abtriebswelle (30) zulassen.
2. Ubersetzungsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass alle Langen- und Abstandsverhaltnisse derart gewählt sind, dass in der fertig montierten Lage der Umlauf der Antriebswelle (10) und der Abtriebswelle (30) mechanisch gewährleistet ist.
3. Ubersetzungsmechanismus nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis vom Versatz (Ri) zwischen den Achsen (X) der Antriebswelle (10) und (Y) der Abtriebswelle (30) zum Versatz (Rγ) der Achsen (Z) des Abtriebsge- lenkes (32) und (Y) der Abtriebswelle (30) mindestens zwischen 1:10 und 10:10, vorzugsweise zwischen 5:10 und 9:10 und idealerweise um 7:10 liegt.
4. Ubersetzungsmechanismus nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Achsen (A, B) der Schenkelgelenke (22) und die Achse (X) der Antriebswelle (10) ein Dreieck bilden, wobei die Abstände der Schenkelgelenke (22) zur Achse (X) der Antriebswelle (10) ungleich sind.
5. Ubersetzungsmechanismus nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Schenkel (21) gleich lang sind.
6. Ubersetzungsmechanismus nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Winkel zwischen den Schenkeln (21) und dem Koppler (23) während eines Umlaufs nicht spitzer als 45° und nicht stumpfer als 135° werden.
7. Ubersetzungsmechanismus nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Durchmesser des gesamten Platzbedarfes des Getriebes (1) während der Drehung zwischen 15 cm und 35 cm beträgt.
8. Ubersetzungsmechanismus nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass es mit einem Planetengetriebe an der Abtriebswelle (30) versehen ist.
9. Ubersetzungsmechanismus nach einem der Ansprüche 1 bis 7, gekennzeichnet durch eine plattenförmige Ausgestaltung.
10. Ubersetzungsmechanismus nach einem der Ansprüche 1 bis 9, gekennzeichnet durch eine mindestens annähernde lineare Progression und ein symmetrisches Verhalten in beiden Richtungen der Grundstellung.
11. Ubersetzungsmechanismus nach einem der Ansprüche 1 bis 10, gekennzeichnet durch einen variablen Versatz (Ri) zwischen den Achsen (X) der Antriebswelle (10) und (Y) der Abtriebswelle (30) .
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