WO2005119091A1 - Stufenlos einstellbares getriebe - Google Patents

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WO2005119091A1
WO2005119091A1 PCT/EP2005/005457 EP2005005457W WO2005119091A1 WO 2005119091 A1 WO2005119091 A1 WO 2005119091A1 EP 2005005457 W EP2005005457 W EP 2005005457W WO 2005119091 A1 WO2005119091 A1 WO 2005119091A1
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WO
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Prior art keywords
traction means
cylinder segments
cylinder
assigned
transmission according
Prior art date
Application number
PCT/EP2005/005457
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English (en)
French (fr)
Inventor
Hartwig Mayer
Original Assignee
Hartwig Mayer
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
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Publication date
Application filed by Hartwig Mayer filed Critical Hartwig Mayer
Publication of WO2005119091A1 publication Critical patent/WO2005119091A1/de

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    • 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
    • F16H9/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members
    • F16H9/02—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion
    • F16H9/24—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion using chains or toothed belts, belts in the form of links; Chains or belts specially adapted to such gearing
    • 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
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/32—Friction members
    • F16H55/52—Pulleys or friction discs of adjustable construction
    • F16H55/54—Pulleys or friction discs of adjustable construction of which the bearing parts are radially adjustable

Definitions

  • the invention relates to a continuously variable transmission, in particular for motor vehicles, in which an endless transmission means rotates between a drive wheel and a driven wheel, and in particular relates to such a transmission, in which the drive wheels each have a pair of conical guide elements facing one another with adjustable axial distance and comprise a carrier wheel arranged between the guide elements and formed from a plurality of axial cylinder segments, the diameter of which can be adjusted by changing the axial spacing of the guide elements, and wherein the transmission means comprises a plurality of traction means rotating between the two carrier wheels.
  • continuously variable transmissions have various, typical design disadvantages depending on the type of power transmission.
  • continuously variable transmissions with frictional force transmission such as roller transmissions or belt transmissions
  • high contact forces are required in order to be able to transmit the torques that occur.
  • Cone pulley belt transmissions typically have a variator consisting of two sets of cone pulleys, over which a belt means, such as a link chain, is guided for torque transmission.
  • Each cone pulley set is formed from two axially slidable cone pulleys.
  • the translation is changed by changing the translation Stands between the conical disks of the two conical disk sets.
  • the wrapping means is pressed up or down by friction or squeezing, so that the respective wrapping radii change.
  • each carrier wheel contains two different types of cylinder segments: toothed segments with tooth engagement for each chain and toothless segments for sprocket formation and for supporting the endless chain.
  • toothed segments with tooth engagement for each chain
  • toothless segments for sprocket formation and for supporting the endless chain.
  • there are coupled wheels for the chain guide provided that adapt the displacement of the chains to the pitch circle division depending on the diameter change.
  • the invention as characterized in the claims, is based on the object of avoiding the disadvantages of the prior art and, in particular, of specifying a generic transmission with high power transmission.
  • the traction means are each assigned to exactly one cylinder segment of the drive wheel and exactly one cylinder segment of the driven wheel, - The cylinder segments for each assigned traction means
  • a mechanical traction mechanism tensioner arranged between the drive wheels is provided to compensate for the traction mechanism voltages that change when the transmission ratio of the transmission changes.
  • a we- Significant feature of the invention is to provide the cylinder segments only partially with access areas for certain chains assigned to the segment and to form them smoothly outside of these access areas so that the other, unassigned traction means cannot attack there. These unassigned traction means can therefore slide onto the smooth area when the size of the support wheel changes, thereby avoiding stresses within the traction means when the size of the support wheel changes, which can otherwise lead to destruction of the traction means.
  • the inventors further recognized that it is essential for the stepless adjustability of all gear ratios that the sum of the axial distances between the drive-side and drive-side guide elements is constant regardless of the position of the two drive wheels.
  • this measure has the consequence that the traction means tension also changes when the transmission ratio of the transmission changes. In the extreme positions, in which the drive wheel or driven wheel has a minimum diameter and the other drive wheel has a maximum diameter, the maximum traction means tension results in each case, while the traction means tension in the middle position, in which both drive wheels have the same size, is minimal.
  • a mechanical traction device tensioner is provided between the drive wheels, which compensates for the traction device voltages that change when the transmission ratio of the transmission changes.
  • a tensioning device tensioner can be dispensed with if the sum of the axial distances is not kept constant, but rather changes when the transmission ratio of the transmission changes so that the tensioning device tension remains approximately the same.
  • At least some of the cylinder segments of the carrier wheels are assigned several, in particular two, traction means.
  • a traction device and two traction devices can be alternately connected to the cylinder segments along the circumference of the drive wheels.
  • the cylinder segments contain an access area for each associated traction device, the segments in these developments are occupied several times with access areas.
  • this multiple assignment can be carried out in such a way that the cylinder segments of the drive and driven wheels are in the same way occupied with access areas for the assigned chains. If, for example, twice as many traction means are provided as cylinder segments, two traction means can be assigned to both the same cylinder segment of the drive wheel and the same cylinder segment of the driven wheel.
  • a variant of the invention has proven to be particularly advantageous in which two traction means, which are assigned to the same cylinder segment of the drive wheel (or the driven wheel), are assigned to different cylinder segments of the driven wheel (or the drive wheel) in order to achieve a particularly large wrap to reach.
  • these traction means can even be assigned to opposite cylinder segments of the driven wheel (or of the drive wheel). This measure ensures that a traction means engaged on the drive wheel (or driven wheel) also engages on the driven wheel (or driven wheel) with one of the two opposed assigned cylinder segments. This ensures maximum looping and reliably prevents any attempt to slip.
  • the carrier wheels are preferably formed from three or more, in particular from 6 or 8, axial cylinder segments. However, any other number, for example 10 or 12 segments, can also be considered. According to a further variant of the invention, the number of cylinder segments of the carrier wheels and the number of traction means in the transmission means are the same. Alternatively, as described above, several traction devices can be on the same cylinder segment be assigned. For example, twice as many traction devices as cylinder segments can be provided and two traction devices can be assigned to the same cylinder segment.
  • the conical guide elements are formed by truncated cones or regular truncated pyramids with radial guide grooves, in which the cylinder segments can be guided radially inwards or outwards when the distance of the guide elements changes.
  • the guide elements can also be in the form of other polygonal stumps or irregular truncated pyramids or in the form of multi-wall sheets with conical guides.
  • the guide grooves can be designed, for example, as slots or dovetail guides. It goes without saying that the end pieces of the cylinder segments are matched to the shape of the guide grooves or the guides.
  • the cone angle which determines the increase or decrease in the diameter of the carrier wheel when the distance changes, can be selected in a wide range depending on the application. Cone angles in the range from approximately 20 ° to approximately 80 °, typically up to approximately 45 °, are advantageously used.
  • the conical guide elements can consist of different materials or can be designed as a hollow body.
  • one or both guide elements are expediently connected to an axially displaceable pressure / tension disk via a slide bearing.
  • one of the guide elements can be axially fixed on the shaft and the change in the distance can only take place by moving the second guide element.
  • both guide elements are preferably connected with axially displaceable pressure / tension disks and are moved towards one another by increasing the pressure or away from one another by increasing the tension.
  • the traction means are in particular non-positive and positive, and are formed for example by roller chains, link chains, push link belts or belts. The type of attack areas for the train is matched to the type of traction device used.
  • the traction means are preferably formed by chains and the access areas of the cylinder segments by tooth sections. A particularly high power transmission is thereby achieved.
  • the smooth areas of the cylinder segments are formed by tooth-free areas over which the chains can slide.
  • the traction means are formed by belts, the cylinder segments can be roughened in the attack areas in order to establish a non-positive connection between the belts and the cylinder segments there.
  • the plurality of traction means can also be connected to one another, as long as it is ensured that the traction means can slide independently of one another on the smooth areas of the cylinder segments.
  • the mechanical chain tensioner provided is expediently arranged centrally between the drive wheels and can be displaced in the direction of the connecting line of the two shafts of the drive wheels in order to compensate for a changing chain tension when the transmission ratio changes.
  • the mechanical chain tensioner is advantageously provided with tensioning rollers arranged between the drive wheels, in which the tensioning force of the tensioning rollers is adjusted by the axial distance between one of the pairs of guide elements.
  • the chain tensioner has, for example, an angled tapping groove with which a removal pin, which is firmly connected to one of the axially displaceable pressure / tension disks, guides the chain tensioner.
  • the drive wheels each comprise a pair of mutually facing, axially spaced guide elements with radially vertically outwardly extending guide slots, and a carrier wheel arranged between the guide elements and formed from a plurality of axial cylinder segments. sen, the diameter of which can be adjusted by a radial displacement of the cylinder segments in the guide slots of the guide elements,
  • the transmission means comprises a plurality of traction means rotating between the two carrier wheels, the traction means are each assigned to exactly one cylinder segment of the drive wheel and exactly one cylinder segment of the driven wheel,
  • the cylinder segments have an access area for each associated traction means and are smooth outside of these access areas in order to allow the traction means not assigned to the cylinder segment to slide,
  • a mechanical traction mechanism tensioner arranged between the drive wheels is provided to compensate for the traction mechanism voltages that change when the transmission ratio of the transmission changes.
  • At least some of the cylinder segments of the carrier wheels can be assigned several, in particular two, traction means.
  • traction means For details on such multiple assignments, reference is made to the above explanations, which apply equally to the transmission according to the second aspect of the invention.
  • the carrier wheels are preferably formed from three or more, in particular from 6 or 8, axial cylinder segments, any other number, for example 10 or 12 segments, also being possible.
  • the number of cylinder segments of the carrier wheels and the number of traction means in the transmission means are the same.
  • the guide elements are formed by pairs of disks with guide slots, in which the cylinder segments are guided with threaded rods.
  • the threaded rods advantageously each have an adjusting wheel at the upper end, so that the cylinder segments are caused by the simultaneous uniform rotary movement of all adjusting wheels of a pair of disks can be moved radially inwards or outwards and the diameter of the carrier wheel can be adjusted.
  • the plurality of traction means can also be connected to one another if it is ensured that the traction means can slide independently of one another on the smooth areas of the cylinder segments.
  • the traction means themselves are preferably formed by chains and the access areas of the cylinder segments by tooth sections.
  • the mechanical chain tensioner is expediently designed with tensioning rollers arranged between the drive wheels.
  • the continuously variable automatic transmission described which can be operated with chains or belts, is characterized by a rapid change in gear ratio, very low friction, low noise, low wear and very high power transmission.
  • pairs of discs as guide elements leads to low weight and low friction losses.
  • Such a transmission can be manufactured easily and with low production costs. A particularly small construction of the transmission is also possible.
  • FIG. 1 is a schematic representation of a continuously variable transmission according to an embodiment of the invention in vertical longitudinal section
  • FIG. 2 is a view as in Fig. 1 for a central position of the two drive wheels, 3 shows a section along the line III-III of FIG. 1,
  • FIG. 5 is a schematic representation of the rolled cylinder segments of the drive wheel to illustrate the assignment of chains and cylinder segments
  • FIG. 7 shows a schematic illustration of the rolled-up cylinder segments of the drive and driven wheel to illustrate the assignment of chains and cylinder segments in the case of multiple assignment according to a first exemplary embodiment of the invention
  • FIG. 8 shows a schematic illustration of the rolled-up cylinder segments of the drive and driven wheel to illustrate the assignment of chains and cylinder segments in the case of multiple assignment according to another exemplary embodiment of the invention
  • FIG. 9 shows a schematic illustration of the rolled-up cylinder segments of the drive and driven wheels to illustrate the assignment of chains and cylinder segments in the case of multiple assignment according to a further exemplary embodiment of the invention
  • FIG. 10 is a perspective view of a web plate cone as an alternative conical guide element
  • FIG. 11 shows a section through a drive wheel of a transmission according to a further exemplary embodiment of the invention
  • Fig. 12 is a section along the line Xll-Xll of Fig. 11 with the maximum size of the carrier wheel.
  • Figures 1 to 4 show a first embodiment of a continuously variable transmission 10 according to the invention in different views, with Figures 1 and 2 vertical longitudinal sections and Figures 3 and 4 sections along the lines III-III and IV-IV of Fig. 1.
  • the number of cylinder segments of the carrier wheels and the number of traction means in the transmission means are the same, so that exactly one cylinder segment is assigned to each traction means and exactly one traction means is assigned to each cylinder segment.
  • the transmission 10 comprises a drive wheel 20 arranged on a drive shaft 12 and a driven wheel 40 arranged on an output shaft 14, between which a transmission means 16 rotates for torque transmission.
  • the size of the two drive wheels 20 and 40 can be changed simultaneously and in opposite directions in the manner described below.
  • FIG. 1 The components shown in solid lines in FIG. 1 relate to the starting position at which the drive wheel 20 has a minimum diameter and the driven wheel 40 has a maximum diameter.
  • the components shown in dashed lines in FIG. 1 relate to the end position in which the conditions are reversed and the driven wheel 40 has a minimum diameter and the drive wheel 20 has a maximum diameter.
  • Figure 2 shows a medium state in which both drive wheels 20, 40 have the same diameter. As can best be seen in the sectional representations of FIGS.
  • each of the drive wheels 20, 40 consists of a pair of conical frustums 22, 24 and 42, 44, which are arranged at an adjustable axial distance opposite one another on the drive shaft 12 or the output shaft 14 and are connected to them in a non-positive and positive manner via axial guide pins.
  • the truncated cones are provided on their outer sides with thrust washers 26 and 46, with which they are connected via a slide bearing 28 and 48, respectively.
  • a pressure increase 70 generated by mechanical, hydraulic or electronic control on the pressure-Z-tension discs reduces the distance between the opposite truncated cones, a tension increase 72 increases their distance.
  • the distance between the truncated cones 22, 24 of the drive wheel 20 is reduced by a distance ⁇ x
  • the distance between the truncated cones 42, 44 of the driven wheel 40 is increased by the same distance ⁇ x (FIGS. 3 and 4).
  • Due to the cone shape of the guide elements the diameter of the carrier wheels then also changes in amount by the same difference ⁇ d, the size of which is given by the cone angle, so that the sum of the diameters of the carrier wheels also remains constant.
  • a carrier wheel 30 and 50 is arranged, which is formed from a plurality, in the exemplary embodiment six, axially extending cylinder segments 32-1 to 32-6 and 52-1 to 52-6 is.
  • the truncated cones 22, 24 and 42, 44 are each provided with six radial guide grooves 34 and 54, in which the ends of the cylinder segments 32-1 to 32-6 and 52-1 to 52-6 are received with a dovetail.
  • the cylinder segments 32-1 to 32-6 or 52-1 to 52-6 in the guide grooves 34, 54 are positively guided upwards or downwards, so that the diameter of the carrier formed by the cylinder segments straight 30, 50 proportionally enlarged (or reduced) according to the size of the cone angle ⁇ .
  • the chain 60-1 is an example of the segments 32-6, 52-6, the chain 60-2 of the segments 32-5, 52-5, the chain 60-3 of the segments 32-4, 52-4, the chain 60-4 assigned to the segments 32-1, 52-1, the chain 60-5 to the segments 32-2, 52-2 and the chain 60-6 to the segments 32-3, 52-3.
  • other unambiguous assignments are also possible, for example those in which adjacent chains are assigned to the next but one segments of the carrier wheels.
  • the associated cylinder segments 32-k, 52-k and only these have a tooth section 38-k or 58-k in the partial areas 36-n or 56-n, on which the chain 60- n can intervene.
  • the five other cylinder segments 32-i, 52-i with i ⁇ k have no teeth in the partial areas 36-n and 56-n, so that the chain 60-n in these partial areas of the cylinder segments both on the drive wheel 30 and can slide on the driven wheel 50.
  • FIG. 5 shows the unrolled cylinder segments 32-1 to 32-6 of the drive wheel 30 by way of illustration.
  • the chains 60-1 to 60-6 run side by side over the partial areas 36-1 to 36-6.
  • the tooth sections 38-1 to 38-6 of the respective cylinder segments are shown hatched in the figure.
  • the chain 60-1 is assigned, for example, to the cylinder segment 32-6, so that only this cylinder segment has a tooth section 38-6 in the partial region 36-1.
  • the other cylinder segments 32-1 to 32-5 are smooth in the partial area 36-1.
  • the chain 60-4 is assigned to the cylinder segment 32-1 in the exemplary embodiment, so that only this cylinder segment has a toothed section 38-1 in the partial region 36-4.
  • the other cylinder segments 32-2 to 32-6 are smooth in the sub-area 36-4. The same applies to the other chains.
  • the longitudinal section shows the partial areas 36-4 and 56-4 in which the chain 60-4 engages in the tooth sections 38-1 and 58-1 of the cylinder segments 32-1 and 52-1. Since the other cylinder segments of the drive and driven wheel have no teeth in these partial areas, the chain 60-4 can easily slide over these segments when the drive wheel is enlarged and the driven wheel is made smaller in the direction of the end positions indicated by dashed lines, so that tension be avoided along the chain. It should be emphasized that only the cylinder segments 32-1 and 52-1 have teeth in the sectional plane of FIGS. 1 and 2, while the teeth of the other cylinder segments shown as lying on the segments lie in front of or behind the paper plane and into the Section plane are projected.
  • At least two, but generally four of the six chains are in engagement with the tooth regions of the assigned cylinder segments at any time.
  • the chains assigned to the cylinder segments 32-2, 32-3 and 52-5, 52-6 are not in engagement.
  • a high power transmission is always guaranteed by at least two chains engaged.
  • additional flat material elements 57 or round material elements 59 can be provided between the cylinder segments, which slide together with the cylinder segments in guide grooves of the truncated cones outwards or inwards and which the chains with larger diameters of the carrier wheels 30 and support 50 additionally.
  • a flat material element 57 and a round material element 59 are shown schematically in dashed lines in the innermost and outermost positions.
  • the chain length and the chain tension of the chains 60-1 to 60-6 are predetermined by the extreme positions shown in FIG. 1, in which the drive wheel and the driven wheel each have maximum and minimum diameters.
  • the chain tension initially decreases until it is minimal in the middle position shown in FIG. 2. If the transmission ratio is changed beyond the position of FIG. 2, the chain tension increases again and becomes maximum again when the opposite extreme position is reached.
  • the transmission 10 contains a mechanical chain tensioner 80, which is explained in more detail below with reference to FIGS. 1, 2 and 6.
  • the change point axis 82 of the chain tensioner 80 is arranged between the drive shaft 12 and the output shaft 14. Since the chain tension, as described above, can be represented as a function of the spacing of the truncated cones 22, 24, the position of the drive-side pressure / tension disk 26 is used to control the tensioning force of the tensioning rollers 84. On the raffle side, the tension of another chain tensioner is set analogously via the position of the pressure / tension plate on the output side.
  • a take-off pin 86 is fixedly attached to the drive-side thrust washer 26 of the truncated cone 22, which can guide the tensioning rollers 84 up or down via an angled mold tapping groove 88. 6, starting from its outer extreme position, moves inwards (arrow “1”), the take-off pin 86 first presses the tensioning rollers 84 downward due to the starting direction of the tapping groove 88.
  • the slope of the angle pieces of the tapping groove 88 is selected so that the pressure build-up by the tensioning rollers compensates for the decreasing chain tension.
  • the turning point 90 (FIG. 6, bottom center) of the angled tapping groove is just reached in the middle position of the drive wheels (FIG. 2).
  • the removal pin 86 enters the second angle piece of the tapping groove 88 (arrow “2”) and the clamping force decreases again until the removal pin 86 reaches the end position 92 of the tapping groove 88.
  • the corresponding Movement and position of the tensioning rollers 84 is also illustrated in the representations of Figures 1 and 2. It goes without saying that when the distance between the truncated cones 22, 24 (arrows "3" and "4") increases, the reverse process takes place.
  • FIGS. 7 to 9 Exemplary embodiments with multiple assignment of the cylinder segments will now be explained with reference to FIGS. 7 to 9.
  • two traction means are assigned to at least some of the cylinder segments of the carrier wheels.
  • 7 shows an embodiment, at that the cylinder segments 32-1 to 32-6 of the drive wheel 30 and the cylinder segments 52-1 to 52-6 of the driven wheel 50 are each occupied in the same way with exactly two access areas 38-k and 58-k for the associated traction means.
  • the chains 60-1 and 60-12 are assigned to the segment 32-1 of the drive wheel and the segment 32-1 is correspondingly in the partial areas 36-1 and 36-12 with tooth sections 38-1 Mistake.
  • Chains 60-5 and 60-10 are assigned to segment 32-2 of the drive wheel and segment 32-2 is accordingly provided with toothed sections 38-2 in sub-areas 36-5 and 36-10.
  • each of the segments 52-1 to 52-6 of the driven wheel 50 has the same chain assignment and the same assignment with toothed sections 58-k as the corresponding segment 32-k of the drive wheel.
  • FIG. 8 shows a further, particularly advantageous exemplary embodiment of the invention, in which first, as in the exemplary embodiment in FIG. 7, each of the six cylinder segments 32-k of the drive wheel 30 and each of the six cylinder segments 52-k of the driven wheel 50 has exactly two access areas 38-k and 58-k for the assigned traction means.
  • each of the six cylinder segments 32-k of the drive wheel 30 and each of the six cylinder segments 52-k of the driven wheel 50 has exactly two access areas 38-k and 58-k for the assigned traction means.
  • the chains 60-1 and 60-12 (which run over the partial areas 36-1 and 36-12 of the drive wheel 30 and the corresponding partial areas 56-1 and 56-12 of the driven wheel 50) are both the same segment 32-1 assigned to the drive wheel 30.
  • the driven wheel 50 On the driven wheel 50, on the other hand, they are assigned to opposite segments, namely the segments 52-1 (chain 60-1) and 52-4 (chain 60-12).
  • chains 60-5 and 60-10 are both assigned to segment 32-2 of the drive wheel, but opposite segments 52-2 (chain 60-5) and 52-5 (chain 60-10) of the driven wheel.
  • An analogous assignment applies to the other segments 32-3 to 32-6.
  • chains 60-1 and 60-11 are both associated with segment 52-1 of output gear 50 and opposite segments 32-1 and 32-4 of drive gear 30. Overall, maximum wrap is achieved in this way and every attempt to slip is prevented.
  • FIG. 9 shows an exemplary embodiment in which only nine chains 60-1 to 60-9 are provided.
  • the six cylinder segments 32-k and 52-k are alternately assigned a chain and two chains.
  • the other segments are each assigned to two chains, so they each contain two tooth areas 38-k and 58-k for the two assigned chains.
  • two traction means which are assigned to the same cylinder segment of the drive wheel or the driven wheel, are assigned to opposite cylinder segments of the driven wheel or the drive wheel.
  • Chains 60-1 and 60-9 are assigned to segment 32-1 of the drive wheel and the opposite segments 52-1 and 52-4 of the driven wheel, chains 60-2 and 60-8 to segment 32-5 of the drive wheel and the opposite segments 52-2 and 52-5 of the driven wheel, and the chains 60-3 and 60-7 are assigned to the segment 32-3 of the drive wheel and the opposite segments 52-6 and 52-3 of the driven wheel.
  • chains 60-2 and 60-5 are assigned to segment 52-2 of the driven gear and opposite segments 32-5 and 32-2 of the driven gear
  • chains 60-3 and 60-6 are assigned to segment 52-6 of driven gear and the opposite segments 32-3 and 32-6 of the drive wheel
  • the chains 60-4 and 60-9 are assigned to the segment 52-4 of the driven wheel and the opposite segments 32-4 and 32-1 of the drive wheel.
  • FIG. 10 shows a perspective view of an alternative conical guide element which requires less material than the truncated cones described above.
  • the web plate cone 100 comprises a web ring 102, on which six conical web plate guides 104 are arranged radially spaced apart.
  • the cylinder segments 32-1 to 32-6 of the carrier wheel 30 are provided with corresponding grooves 106, through which they can slide up and down on the web plate guides 104.
  • FIGS. 11 and 12 A further exemplary embodiment of the invention is shown in FIGS. 11 and 12, FIG. 11 a section through a drive wheel 210 of the transmission 200 with a minimum size of the carrier wheel and FIG. 12 a section along the line Xll-Xll from FIG. 11 at a maximum Size of the carrier wheel 210 shows.
  • the minimum size of the carrier wheel of FIG. 11 is shown in broken lines in FIG.
  • the basic structure of the transmission 200 corresponds to that of the transmission 10 shown in FIGS. 1 to 4, so that only the differences from the exemplary embodiment there are described below.
  • the drive wheels each contain a pair of mutually facing, axially spaced disks 212 with radially vertically outwardly extending guide slots 214.
  • a carrier wheel formed from a plurality of axial cylinder segments 216, whose diameter can be adjusted by a radial displacement of the cylinder segments 216 in the guide slots 214 of the disks 212.
  • the cylinder segments 216 have tooth sections 224 in certain areas, as explained in detail above.
  • the cylinder segments 216 are guided in the guide slots 214 with threaded rods 218.
  • a setting wheel 220 is attached to the upper edge of each threaded rod 218, so that the cylinder segments 216 can be moved radially inwards or outwards by simultaneously rotating all the setting wheels 220 of a pair of disks, and the diameter of the carrier wheel can thus be adjusted.
  • the adjusting wheels can be moved in particular by mechanical, electrical, magnetic or hydraulic actuating forces.
  • a mechanical actuator 222 is shown in FIG. 11 merely to illustrate the principle.
  • the sum of the diameters of the two carrier wheels is kept constant according to the invention.
  • pairs of disks results in particular in a low weight and low friction, simple manufacture and low production costs.
  • a very compact construction of the transmission is also possible.
  • the gears according to the invention can be used not only in motor vehicles, but also in all types of machines.
  • the continuously variable transmission can also be used as a manual transmission with predetermined fixed switching stages.
  • Webs or round material can also be provided between the cylinder segments, which support the chain run with a large diameter of the carrier wheels.

Abstract

Bei einem stufenlos einstellbaren Getriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, bei dem ein endloses Übertragungsmittel zwischen einem Antriebsrad und einem Abtriebsrad umläuft, ist vorgesehen, dass die Triebräder (20, 40) jeweils ein Paar einander zugewandter konischer Führungselemente (22, 24, 42, 44) mit verstellbarem axialem Abstand und ein zwischen den Führungselernenten angeordnetes, aus einer Mehrzahl axialer Zylindersegmente (32-k, 52-k) gebildetes Trägerrad (30, 50) umfassen, dessen Durchmesser durch eine Änderung des axialen Abstands der Führungselemente einstellbar ist und das Übertragungsmittel (16) eine Mehrzahl von zwischen den beiden Trägerrädern um­laufenden Zugmitteln (60-1..60-6) umfasst. Erfindungsgemäß ist weiter vorgesehen, dass die Zugmittel (60-n) jeweils genau einem Zylindersegment (32-k) des Antriebsrads und genau einem Zylindersegment (52-k) des Abtriebsrads zugeordnet sind, die Zylindersegmente (32-k, 52-k) für jedes zugeordnete Zugmittel (60-n) einen Zugangriffsbereich (38-k, 58-k) aufweisen und außerhalb dieser Zugangriffsbereiche glatt sind, um ein Gleiten der dem Zylindersegment nicht zugeordneten Zugmittel zu ermöglichen, die Summe der axialen Abstände der antriebsseitigen und abtriebsseitigen Führungselemente unabhängig von der Position der beiden Triebräder konstant ist. Ein zwischen den Triebrädern angeordneter mechanischer Zugmittelspanner ist zum Ausgleich der sich bei einer Änderung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes ändernden Zugmittelspannungen vorgesehen.

Description

Stufenlos einstellbares Getriebe
Technisches Gebiet
Die Erfindung betrifft ein stufenlos einstellbares Getriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, bei dem ein endloses Übertragungsmittel zwischen einem An- triebsrad und einem Abtriebsrad umläuft, und betrifft insbesondere ein derartiges Getriebe, bei dem die Triebräder jeweils ein Paar einander zugewandter konischer Führungselemente mit verstellbarem axialem Abstand und ein zwischen den Führungselementen angeordnetes, aus einer Mehrzahl axialer Zylindersegmente gebildetes Trägerrad umfassen, dessen Durchmesser durch eine Änderung des axialen Abstands der Führungselemente einstellbar ist, und wobei das Übertragungsmittel eine Mehrzahl von zwischen den beiden Trägerrädern umläufenden Zugmitteln umfasst.
Stand der Technik
Die bekannten stufenlos einstellbaren Getriebe weisen je nach Art der Kraftübertragung verschiedene, bauarttypische Nachteile auf. Bei stufenlos einstellbaren Getrieben mit reibschlüssiger Kraftübertragung, wie etwa Wälzge- trieben oder Umschlingungsgetrieben, sind hohe Anpresskräfte erforderlich, um die auftretenden Drehmomente übertragen zu können.
Kegelscheibenumschlingungsgetriebe weisen typischerweise einen Variator aus zwei Kegelscheibensätzen auf, über die zur Drehmomentübertragung ein Umschlingungsmittel, wie etwa eine Laschenkette, geführt ist. Jeder Kegelscheibensatz ist aus zwei axial zueinander verschiebbaren Kegelscheiben gebildet. Die Änderung der Übersetzung erfolgt durch eine Änderung des Ab- Stands zwischen den Kegelscheiben der beiden Kegelscheibensätze. Durch Reibung bzw. Quetschung wird das Umschlingungsmittel dabei nach oben o- der unten gedrückt, so dass die sich die jeweiligen Umschlingungsradien verändern.
Nachteilig bei derartigen Getrieben ist der hohe Kraftverlust durch Reibung, die hohe Geräuschentwicklung, der hohe Verschleiß des Umschlingungsmit- tels, sowie eine nur geringe Verstellgeschwindigkeit des Variators. Darüber hinaus können derartige Getriebe nicht mit einfachen Ketten, wie etwa Rollen- ketten betrieben werden, so dass die Entwicklung aufwendiger Spezialketten, wie etwa die in der Druckschrift DE 19960 914 A1 beschriebene Laschenkette erforderlich wurde.
Bei Vorschlägen zur formschlüssigen Kraftübertragung bei stufenlos einstell- baren Getrieben besteht das Problem, dass radial verstellbare Kettenradsegmente bei dem kleinsten einstellbaren Durchmesser ein geschlossenes Kettenrad mit kreisförmigen Wälzkreis bilden, sich jedoch bei größeren eingestellten Durchmessern zunehmende Lücken zwischen den Kettenradsegmenten ergeben. Um die Kette trotz des längenbedingten Versatzes in Eingriff mit den Zähnen der Kettenradsegmente zu bringen, ist beispielsweise in der Druckschrift DE 19500415 A1 eine dehnbare Zahnkranzkette vorgeschlagen worden.
Aus der Druckschrift DE 686 733 C ist ein gattungsgemäßes stufenlos einstell- bares Getriebe bekannt, bei dem die Kraftübertragung durch endlose Ketten bewerkstelligt wird. Bei dem dort beschriebenen Getriebe enthält jedes Trägerrad zwei verschiedene Arten von Zylindersegmenten: verzahnte Segmente mit Zahneingriff für jede Kette und unverzahnte Segmente zur Kettenradbildung und zur Unterstützung der endlosen Kette. Um einen Gleichlauf der Ketten beizubehalten und ein Rutschen der Ketten auf den unverzahnten Segmenten zu verhindern, sind miteinander gekuppelte Rädchen für die Kettenführung vorgesehen, die in Abhängigkeit von der Durchmesseränderung die Versetzung der Ketten an die Teilkreisteilung anpassen.
Darstellung der Erfindung
Hier setzt die Erfindung an. Der Erfindung, wie sie in den Ansprüchen gekennzeichnet ist, liegt die Aufgabe zugrunde, die Nachteile des Stands der Technik zu vermeiden und insbesondere ein gattungsgemäßes Getriebe mit hoher Kraftübertragung anzugeben.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch das stufenlos einstellbare Getriebe mit den Merkmalen der unabhängigen Ansprüche gelöst. Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche.
Erfindungsgemäß ist bei einem Getriebe der eingangs genannten Art vorgesehen, dass
- die Zugmittel jeweils genau einem Zylindersegment des Antriebsrads und genau einem Zylindersegment des Abtriebsrads zugeordnet sind, - die Zylindersegmente für jedes zugeordnete Zugmittel einen
Zugangriffsbereich aufweisen und außerhalb dieser Zugangriffsbereiche glatt sind, um ein Gleiten der dem Zylindersegment nicht zugeordneten Zugmittel zu ermöglichen,
- die Summe der axialen Abstände der antriebsseitigen und abtriebsseiti- gen Führungselemente unabhängig von der Position der beiden Triebräder konstant ist, und
- ein zwischen den Triebrädern angeordneter mechanischer Zugmittelspanner zum Ausgleich der sich bei einer Änderung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes ändernden Zugmittelspannungen vorgesehen ist.
Die genannten Maßnahmen wirken zusammen, um eine korrekte Funktion des Getriebes bei gleichzeitiger hoher Kraftübertragung zu ermöglichen. Ein we- sentliches Merkmal der Erfindung besteht darin, die Zylindersegmente nur teilweise mit Zugangriffsbereichen für bestimmte, dem Segment zugeordnete Ketten zu versehen und sie außerhalb dieser Zugangriffsbereiche glatt auszubilden, so dass die anderen, nicht zugeordneten Zugmittel dort nicht angreifen können. Diese nicht zugeordneten Zugmittel können daher bei einer Größenänderung des Trägerrads auf den glatten Bereich gleiten wodurch Spannungen innerhalb des Zugmittels bei der Größenänderung des Trägerrads, die ansonsten zur Zerstörung des Zugmittels führen können, vermieden werden.
Weiter haben die Erfinder erkannt, dass es für die zur stufenlosen Einstellbarkeit aller Übersetzungsverhältnisse wesentlich ist, dass die die Summe der axialen Abstände der antriebsseitigen und abtriebsseitigen Führungselemente unabhängig von der Position der beiden Triebräder konstant ist. Diese Maßnahme hat allerdings zur Folge, dass sich die Zugmittelspannung bei Ände- rung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes ebenfalls ändert. In den Extremalstellungen, in der das Antriebsrad bzw. Abtriebsrad minimalen, das andere Triebrad maximalen Durchmesser hat, ergibt sich jeweils die maximale Zugmittelspannung, während die Zugmittelspannung in der Mittelstellung, bei der beide Triebräder die gleiche Größe aufweisen, minimal ist.
Erfindungsgemäß ist daher zwischen den Triebrädern ein mechanischer Zugmittelspanner vorgesehen, der die sich bei einer Änderung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes ändernden Zugmittelspannungen ausgleicht. Auf einen solchen Zugmittelspanner kann in manchen Gestaltungen dann verzich- tet werden, wenn die Summe der axialen Abstände nicht konstant gehalten wird, sondern sich bei der Änderung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes gerade so ändert, dass die Zugmittelspannung in etwa gleich bleibt.
Nach einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung sind zumindest einem Teil der Zylindersegmente der Trägerräder mehrere, insbesondere zwei Zugmittel zugeordnet. Beispielsweise können den Zylindersegmenten entlang des Umfangs der Triebräder alternierend ein Zugmittel und zwei Zugmittel zuge- ordnet sein, oder es können sogar jedem der Zylindersegmente der Trägerräder mehrere, insbesondere zwei Zugmittel zugeordnet sein.
Da die Zylindersegmente erfindungsgemäß für jedes zugeordnete Zugmittel einen Zugangriffsbereich enthalten, sind die Segmente in diesen Weiterbildungen mehrfach mit Zugangriffsbereichen belegt. Diese Mehrfachbelegung kann gemäß einer Erfindungsvariante so ausgeführt sein, dass die Zylindersegmente von Antriebs- und Abtriebsrad in gleicher Weise mit Zugangriffsbereichen für die zugeordneten Ketten belegt sind. Sind beispielsweise doppelt so viele Zugmittel wie Zylindersegmente vorgesehen, so können jeweils zwei Zugmittel sowohl demselben Zylindersegment des Antriebsrads, als auch demselben Zylindersegment des Abtriebsrads zugeordnet sein.
Als besonders vorteilhaft hat sich jedoch eine Erfindungsvariante herausge- stellt, bei der jeweils zwei Zugmittel, die demselben Zylindersegment des Antriebsrads (bzw. des Abtriebsrads) zugeordnet sind, unterschiedlichen Zylindersegmenten des Abtriebsrads (bzw. des Antriebsrads) zugeordnet sind, um eine besonders große Umschlingung zu erreichen. Insbesondere können diese Zugmittel sogar einander gegenüberliegenden Zylindersegmenten des Ab- triebsrads (bzw. des Antriebsrads) zugeordnet sein. Durch diese Maßnahme wird sichergestellt, dass ein am Antriebsrad (bzw. Abtriebsrad) in Eingriff befindliches Zugmittel auch am Abtriebsrad (bzw. Antriebsrad) mit einem der beiden gegenüberliegenden zugeordneten Zylindersegmente in Eingriff ist. Dadurch wird eine maximale Umschlingung erreicht und jeder Schlupfversuch zuverlässig unterbunden.
Die Trägerräder sind dabei bevorzugt aus drei oder mehr, insbesondere aus 6 oder 8 axialen Zylindersegmenten gebildet. Es kommt jedoch auch jede andere Anzahl, beispielsweise 10 oder 12 Segmente in Betracht. Die Anzahl der Zylindersegmente der Trägerräder und die Anzahl der Zugmittel in dem Übertragungsmittel sind nach einer weiteren Erfindungsvariante gleich. Alternativ können, wie oben geschildert, mehrere Zugmittel demselben Zylindersegment zugeordnet sein. Beispielsweise können doppelt so viele Zugmittel wie Zylindersegmente vorgesehen und je zwei Zugmittel demselben Zylindersegment zugeordnet sein.
Die konischen Führungselemente sind in vorteilhaften Ausgestaltungen durch Kegelstümpfe oder regelmäßige Pyramidenstümpfe mit radialen Führungsnuten gebildet, in denen die Zylindersegmente bei einer Abstandsänderung der Führungselemente radial nach innen oder außen geführt werden können. Die Führungselemente können auch in Form anderer Vieleckstümpfe oder unre- gelmäßiger Pyramidenstümpfe vorliegen oder in Form von Stegplatten mit konischen Führungen. Die Führungsnuten können beispielsweise als Schlitze oder Schwalbenschwanzführungen ausgebildet sein. Es versteht sich, dass die Endstücke der Zylindersegmente auf die Form der Führungsnuten bzw. die Führungen abgestimmt sind.
Der Konuswinkel, der die Vergrößerung oder Verkleinerung des Durchmessers des Trägerrads bei einer Abstandsänderung festlegt, kann je nach Anwendung in einem weiten Bereich gewählt werden. Mit Vorteil werden Konuswinkel im Bereich von etwa 20° bis etwa 80°, typischerweise bis zu etwa 45° eingesetzt. Um Gewicht zu sparen, können die konischen Führungselemente aus verschiedenen Materialien bestehen oder als Hohlkörper ausgebildet sein.
Zur Änderung des axialen Abstands der konischen Führungselemente eines Triebrads ist zweckmäßig eines oder beide Führungselemente über ein Gleit- lager mit einer axial verschiebbaren Druck-/Zugscheibe verbunden. Im Rahmen der Erfindung kann also eines der Führungselemente auf der Welle axial fixiert sein und die Änderung des Abstands nur durch eine Bewegung des zweiten Führungselements erfolgen. Bevorzugt sind allerdings beide Führungselemente mit axial verschiebbaren Druck-/Zugscheiben verbunden und werden durch Druckerhöhung aufeinander zu oder durch Zugerhöhung voneinander weg bewegt. Die Zugmittel sind insbesondere kraft- und formschlüssig, und sind beispielsweise durch Rollenketten, Laschenketten, Schubgliederbänder oder Riemen gebildet. Die Art der Angriffsbereiche für den Zug ist dabei auf die Art des eingesetzten Zugmittels abgestimmt. Bevorzugt sind die Zugmittel durch Ketten und die Zugangriffsbereiche der Zylindersegmente durch Zahnabschnitte gebildet. Dadurch wird eine besonders hohe Kraftübertragung erreicht. Die glatten Bereiche der Zylindersegmente sind in diesem Fall durch zahnfreie Bereiche gebildet, über die die Ketten gleiten können. Sind die Zugmittel durch Riemen gebildet, so können die Zylindersegmente in den Angriffsbereichen aufgeraut sein, um dort eine kraftschlüssige Verbindung zwischen den Riemen und den Zylindersegmenten herzustellen. Die Mehrzahl von Zugmitteln können auch miteinander verbunden sein, solange sichergestellt ist, dass die Zugmittel unabhängig voneinander auf den glatten Bereichen der Zylindersegmente gleiten können.
Der vorgesehene mechanische Kettenspanner ist zweckmäßig mittig zwischen den Triebrädern angeordnet und in Richtung auf die Verbindungslinie der beiden Wellen der Triebräder verschiebbar, um eine sich ändernde Kettenspannung bei der Übersetzungsänderung auszugleichen. Um stets einen optimalen Kettenlauf zu gewährleisten, ist der mechanische Kettenspanner mit Vorteil mit zwischen den Triebrädern angeordneten Spannrollen vorgesehen, bei dem die Spannkraft der Spannrollen durch den axialen Abstand eines der Führungselementpaare eingestellt wird. Der Kettenspanner weist dazu beispielsweise eine gewinkelte Abgreifnut auf, mit der ein fest mit einer der axial verschiebba- ren Druck-/Zugscheiben verbundener Abnahmestift den Kettenspanner führt.
Nach einem weiteren Erfindungsaspekt ist bei einem Getriebe der eingangs kurz genannten Art vorgesehen, dass
- die Triebräder jeweils ein Paar einander zugewandter, axial beabstan- deter Führungselemente mit sich radial senkrecht nach außen erstreckenden Führungsschlitzen, sowie ein zwischen den Führungselementen angeordnetes, aus einer Mehrzahl axialer Zylindersegmente gebildetes Trägerrad umfas- sen, dessen Durchmesser durch eine radiale Verschiebung der Zylindersegmente in den Führungsschlitzen der Führungselemente einstellbar ist,
- das Übertragungsmittel eine Mehrzahl von zwischen den beiden Trägerrädern umlaufenden Zugmitteln umfasst, - die Zugmittel jeweils genau einem Zylindersegment des Antriebsrads und genau einem Zylindersegment des Abtriebsrads zugeordnet sind,
- die Zylindersegmente für jedes zugeordnete Zugmittel einen Zugangriffsbereich aufweisen und außerhalb dieser Zugangriffsbereiche glatt sind, um ein Gleiten der dem Zylindersegment nicht zugeordneten Zugmittel zu ermöglichen,
- die Summe der Durchmesser der beiden Trägerräder konstant ist, und
- ein zwischen den Triebrädern angeordneter mechanischer Zugmittelspanner zum Ausgleich der sich bei einer Änderung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes ändernden Zugmittelspannungen vorgesehen ist.
Wie beim ersten Erfindungsaspekt können zumindest einem Teil der Zylindersegmente der Trägerräder mehrere, insbesondere zwei Zugmittel zugeordnet sein. Für Details zu derartigen Mehrfachbelegungen wird auf die obigen Ausführungen verwiesen, die für das Getriebe nach dem zweiten Erfindungsas- pekt gleichermaßen gelten.
Die Trägerräder sind auch hier bevorzugt aus drei oder mehr, insbesondere aus 6 oder 8 axialen Zylindersegmenten gebildet, wobei auch jede andere Anzahl, beispielsweise 10 oder 12 Segmente in Betracht kommt. Die Anzahl der Zylindersegmente der Trägerräder und die Anzahl der Zugmittel in dem Übertragungsmittel sind nach einer weiteren Erfindungsvariante gleich.
Die Führungselemente sind nach einer vorteilhaften Ausgestaltung durch Scheibenpaare mit Führungsschlitzen gebildet, in denen die Zylindersegmente mit Gewindestangen geführt sind. Die Gewindestangen weisen mit Vorteil am oberen Ende jeweils ein Stellrad auf, so dass durch gleichzeitige einheitliche Drehbewegung aller Stellräder eines Scheibenpaars die Zylindersegmente radial nach innen oder außen bewegbar sind und so der Durchmesser des Trägerrads einstellbar ist.
Die Mehrzahl von Zugmitteln können auch miteinander verbunden sein, wenn sichergestellt ist, dass die Zugmittel unabhängig voneinander auf den glatten Bereichen der Zylindersegmente gleiten können. Die Zugmittel selbst sind bevorzugt durch Ketten und die Zugangriffsbereiche der Zylindersegmente durch Zahnabschnitte gebildet. Der mechanische Kettenspanner ist zweckmäßig mit zwischen den Triebrädern angeordneten Spannrollen ausgebildet.
Insgesamt zeichnet sich das beschriebene stufenlose Automatikgetriebe, das mit Ketten oder Riemen betrieben werden kann, durch eine schnelle Übersetzungsänderung, sehr geringe Reibung, geringe Geräuschentwicklung, geringen Verschleiß und eine sehr hohe Kraftübertragung aus.
Der Einsatz von Scheibenpaaren als Führungselemente führt zu einem geringen Gewicht und zu geringen Reibungsverlusten. Ein derartiges Getriebe kann einfach und mit geringen Produktionskosten hergestellt werden. Auch ist eine besonders kleine Bauweise des Getriebes möglich.
Nachfolgend soll die Erfindung anhand von Ausführungsbeispielen im Zusammenhang mit den Zeichnungen näher erläutert werden. Dabei sind nur die für das Verständnis der Erfindung wesentlichen Elemente dargestellt. Es zeigt
Fig. 1 eine schematische Darstellung eines stufenlos einstellbaren Getriebes nach einem Ausführungsbeispiel der Erfindung im vertikalen Längsschnitt,
Fig. 2 eine Ansicht wie in Fig. 1 für eine mittlere Stellung der beiden Triebräder, Fig. 3 einen Schnitt entlang der Linie Ill-Ill von Fig. 1,
Fig. 4 einen Schnitt entlang der Linie IV-IV von Fig. 1 ,
Fig. 5 eine schematische Darstellung der abgerollten Zylindersegmente des Antriebsrads zur Illustration der Zuordnung von Ketten und Zylindersegmenten,
Fig. 6 Teilansichten des Getriebes der Figuren 1 bis 4 mit dem detaillierter dargestellten Kettenspanner,
Fig. 7 eine schematische Darstellung der abgerollten Zylindersegmente von Antriebs- und Abtriebsrad zur Illustration der Zuordnung von Ketten und Zylindersegmenten bei einer Mehrfachbelegung nach einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung,
Fig. 8 eine schematische Darstellung der abgerollten Zylindersegmente von Antriebs- und Abtriebsrad zur Illustration der Zuordnung von Ketten und Zylindersegmenten bei einer Mehrfachbelegung nach einem anderen Ausführungsbeispiel der Erfindung,
Fig. 9 eine schematische Darstellung der abgerollten Zylindersegmente von Antriebs- und Abtriebsrad zur Illustration der Zuordnung von Ketten und Zylindersegmenten bei einer Mehrfachbelegung nach einem weiteren Ausführungsbeispiel der Erfindung,
Fig. 10 eine perspektivische Ansicht eines Stegplattenkonus als alternativem konischem Führungselement,
Fig. 11 einen Schnitt durch ein Triebrad eines Getriebes nach einem weiteren Ausführungsbeispiel der Erfindung, und Fig. 12 einen Schnitt entlang der Linie Xll-Xll von Fig. 11 bei maximaler Größe des Trägerrads.
Wege zur Ausführung der Erfindung
Die Figuren 1 bis 4 zeigen ein erstes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen stufenlos einstellbaren Getriebes 10 in verschiedenen Ansichten, wobei Figuren 1 und 2 vertikale Längsschnitte und Figuren 3 und 4 Schnitte entlang der Linien lll-lll bzw. IV-IV der Fig. 1 zeigen. Bei dem ersten Ausfüh- rungsbeispiel sind die Anzahl der Zylindersegmente der Trägerräder und die Anzahl der Zugmittel in dem Übertragungsmittel gleich, so dass jedem Zugmittel genau ein Zylindersegment und jedem Zylindersegment genau ein Zugmittel zugeordnet ist.
Zunächst mit Bezug auf Fig. 1 umfasst das Getriebe 10 ein auf einer Antriebswelle 12 angeordnetes Antriebsrad 20 und ein auf einer Abtriebswelle 14 angeordnetes Abtriebsrad 40, zwischen denen zur Drehmomentübertragung ein Übertragungsmittel 16 umläuft. Um das Übersetzungsverhältnis des Getriebes zu verändern, kann die Größe der beiden Triebräder 20 und 40 gleichzeitig und gegenläufig in der nachfolgend beschriebenen Weise verändert werden.
Die durchgezogen dargestellten Bauteile in Fig. 1 beziehen sich dabei auf die Startposition, bei der das Antriebsrad 20 minimalen Durchmesser und das Abtriebsrad 40 maximalen Durchmesser aufweisen. Die gestrichelt eingezeichne- ten Bauteile der Fig. 1 beziehen sich auf die Endposition, in der die Verhältnisse umgekehrt sind, und das Abtriebsrad 40 minimalen Durchmesser und das Antriebsrad 20 maximalen Durchmesser aufweist. Figur 2 zeigt einen mittleren Zustand, bei dem beide Triebräder 20, 40 gleichen Durchmesser haben. Wie am besten in den Schnittdarstellungen der Figuren 3 und 4 zu erkennen, bei denen die Startposition mit durchgezogenen Linien und die Endposition mit gestrichelten Linien eingezeichnet ist, besteht im Ausführungsbeispiel jedes der Triebräder 20, 40 aus einem Paar einander zugewandter Kegelstümpfe 22, 24 bzw. 42, 44, die mit verstellbarem axialem Abstand einander gegenüberliegend auf der Antriebswelle 12 bzw. der Abtriebswelle 14 angeordnet und über axiale Führungszapfen kraft- und formschlüssig mit diesen verbunden sind.
Zur Änderung des axialen Abstands sind die Kegelstümpfe an ihren Außensei- ten mit Druck-/Zugscheiben 26 bzw. 46 versehen, mit denen sie über ein Gleitlager 28 bzw. 48 verbunden sind. Eine durch mechanische, hydraulische oder elektronische Steuerung erzeugte Druckerhöhung 70 auf die Druck- ZZugscheiben verringert den Abstand der gegenüberliegenden Kegelstümpfe, eine Zugerhöhung 72 erhöht ihren Abstand. Nach dem Prinzip kommunizie- render Röhren wird bei einer Verringerung des Abstands der Kegelstümpfe 22, 24 des Antriebsrads 20 um eine Strecke Δx der Abstand der Kegelstümpfe 42, 44 des Abtriebsrads 40 um dieselbe Strecke Δx vergrößert (Figuren 3 und 4). Aufgrund der Konusform der Führungselemente ändert sich dann auch der Durchmesser der Trägerräder betragsmäßig jeweils um dieselbe Differenz Δd, deren Größe gerade durch den Konuswinkel gegeben ist, so dass auch die Summe der Durchmesser der Trägerräder konstant bleibt.
Zwischen den Kegelstümpfen 22, 24 bzw. 42, 44 ist jeweils ein Trägerrad 30 bzw. 50 angeordnet, das aus einer Mehrzahl, im Ausführungsbeispiel sechs, sich axial erstreckenden Zylindersegmenten 32-1 bis 32-6 und 52-1 bis 52-6 gebildet ist. Die Kegelstümpfe 22, 24 bzw. 42, 44 sind jeweils mit sechs radialen Führungsnuten 34 bzw. 54 versehen, in denen die Enden der Zylindersegmente 32-1 bis 32-6 und 52-1 bis 52-6 mit Schwalbenschwanz aufgenommen sind. Bei einer Verringerung (bzw. Vergrößerung) des Abstands der bei- den Kegelstümpfe werden die Zylindersegmente 32-1 bis 32-6 oder 52-1 bis 52-6 in den Führungsnuten 34, 54 nach oben (bzw. unten) zwangsgeführt, so dass sich der Durchmesser des durch die Zylindersegmente gebildeten Trä- gerrads 30, 50 entsprechend der Größe des Konuswinkels α proportional vergrößert (bzw. verkleinert).
Das Übertragungsmittel 16, das die Kraftübertragung von der Antriebswelle 12 auf die Abtriebswelle 14 bewirkt, ist im Ausführungsbeispiel durch sechs nebeneinander laufende Ketten 60-1 bis 60-6 gebildet. Aufgrund ihrer Anordnung läuft jede der Ketten 60-n (wobei n =1.6) ausschließlich über einen Teilbereich 36-n des Antriebsrads 30 und einen entsprechenden Teilbereich 56-n des Abtriebsrads 50.
Weiter ist jede der Ketten 60-n genau einem Zylindersegment 32-k (wobei k=1..6) des Antriebsrads und genau einem Zylindersegment 52-k des Abtriebsrads zugeordnet. Beispielhaft ist im gezeigten Ausführungsbeispiel die Kette 60-1 den Segmenten 32-6, 52-6, die Kette 60-2 den Segmenten 32-5, 52-5, die Kette 60-3 den Segmenten 32-4, 52-4, die Kette 60-4 den Segmenten 32- 1, 52-1, die Kette 60-5 den Segmenten 32-2, 52-2 und die Kette 60-6 den Segmenten 32-3, 52-3 zugeordnet. Es sind jedoch auch andere eineindeutige Zuordnungen möglich, beispielsweise solche, bei denen benachbarte Ketten übernächsten Segmenten der Trägerräder zugeordnet sind.
Für jede der Ketten 60-n weisen die zugeordneten Zylindersegmente 32-k, 52- k und nur diese in den Teilbereichen 36-n bzw. 56-n einen Zahnabschnitt 38-k bzw. 58-k auf, an dem die Kette 60-n eingreifen kann. Die fünf anderen Zylindersegmente 32-i, 52-i mit i ≠ k weisen in den Teilbereichen 36-n bzw. 56-n keine Zähne auf, so dass die Kette 60-n in diesen Teilbereichen der Zylindersegmente sowohl auf dem Antriebsrad 30 als auch auf dem Abtriebsrad 50 gleiten kann.
Die geschilderte Zuordnung wird mit Bezug auf Fig. 5 veranschaulicht, die zur Illustration die abgerollten Zylindersegmente 32-1 bis 32-6 des Antriebsrads 30 zeigt. Die Ketten 60-1 bis 60-6 laufen dabei nebeneinander über die Teilbereiche 36-1 bis 36-6. Die Zahnabschnitte 38-1 bis 38-6 der jeweiligen Zylinder- segmente sind in der Figur schraffiert dargestellt. Die Kette 60-1 ist, wie oben angegeben, beispielsweise dem Zylindersegment 32-6 zugeordnet, so dass nur dieses Zylindersegment im Teilbereich 36-1 einen Zahnabschnitt 38-6 aufweist. Die anderen Zylindersegmente 32-1 bis 32-5 sind im Teilbereich 36-1 glatt. Die Kette 60-4 ist im Ausführungsbeispiel dem Zylindersegment 32-1 zugeordnet, so dass nur dieses Zylindersegment im Teilbereich 36-4 einen Zahnabschnitt 38-1 aufweist. Die anderen Zylindersegmente 32-2 bis 32-6 sind im Teilbereich 36-4 glatt. Gleiches gilt für die anderen Ketten.
Zurückkehrend zur Darstellung der Fig. 1 zeigt der Längsschnitt die Teilbereiche 36-4 und 56-4 in denen die Kette 60-4 in die Zahnabschnitte 38-1 und 58- 1 der Zylindersegmente 32-1 und 52-1 eingreift. Da die anderen Zylindersegmente des Antriebs- und Abtriebsrads in diesen Teilbereichen keine Zähne aufweisen, kann die Kette 60-4 bei einer Vergrößerung des Antriebsrads und einer Verkleinerung des Abtriebsrads in Richtung der jeweils durch gestrichelte Linien angedeuteten Endpositionen problemlos über diese Segmente gleiten, so dass Spannungen entlang der Kette vermieden werden. Es sei betont, dass in der Schnittebene der Figuren 1 und 2 nur die Zylindersegmente 32-1 und 52-1 Zähne aufweisen, während die als auf den Segmenten liegend dargestell- ten Zähne der anderen Zylindersegmente vor bzw. hinter der Papierebene liegen und in die Schnittebene projiziert sind.
Wie auch aus der Darstellung der Fig. 1 ebenfalls ersichtlich, sind zu jedem Zeitpunkt mindestens zwei, in der Regel jedoch vier der sechs Ketten in Ein- griff mit den Zahnbereichen der zugeordneten Zylindersegmente. Beispielsweise sind in der in Fig. 1 gezeigten ungünstigsten Situation die den Zylindersegmenten 32-2, 32-3 und 52-5, 52-6 zugeordneten Ketten nicht in Eingriff. Somit ist stets eine hohe Kraftübertragung durch mindestens zwei in Eingriff stehende Ketten gewährleistet.
Wird ausgehend von der Startposition der Figuren 1 und 3, bei der das Antriebsrad minimalen Durchmesser hat, der Abstand der beiden Kegelstümpfe 22, 24 durch Druckerhöhung 70 auf die Druck-/Zugscheiben 26 verkleinert, so werden die Zylindersegmente 32-1 bis 32-6 zusammen mit den auf dem Trägerrad 30 aufliegenden Kettengliedern in den Führungsnuten 34 nach oben in Richtung auf die in Fig. 3 gestrichelt eingezeichnete Endstellung geführt. Gleichzeitig vergrößern die Druck-/Zugscheiben 46 den Abstand der Kegelstümpfe 42, 44 (Bezugszeichen 72, Fig. 4), so dass die Zylindersegmente 52-1 bis 52-6 zusammen mit den auf dem Trägerrad 50 aufliegenden Kettengliedern in den Führungsnuten 54 nach unten in Richtung auf die gestrichelt eingezeichnete Endstellung geführt werden. Um auch bei geringen Umfangsge- schwindigkeiten eine runde Kettenform zu erhalten, können zwischen den Zylindersegmenten zusätzliche Flachmaterialelemente 57 oder Rundmaterialelemente 59 vorgesehen sein, die zusammen mit den Zylindersegmenten in Führungsnuten der Kegelstümpfe nach außen oder innen gleiten und die die Ketten bei größeren Durchmessern der Trägerräder 30 und 50 zusätzlich un- terstützen. Zu Illustration ist beim Abtriebsrad 40 der Fig. 1 schematisch jeweils ein derartiges Flachmaterialelement 57 und ein Rundmaterialelement 59 in der innersten bzw. der äußersten Position gestrichelt eingezeichnet.
Die Kettenlänge und die Kettenspannung der Ketten 60-1 bis 60-6 wird durch die in Fig. 1 gezeigten Extremalpositionen vorgegeben, bei denen Antriebsrad und Abtriebsrad jeweils maximalen bzw. minimalen Durchmesser haben. Bei einer Änderung des Übersetzungsverhältnisses aus einer Extremalposition heraus lässt die Kettenspannung zunächst nach, bis sie in der in Fig. 2 dargestellten mittleren Position minimal ist. Wird das Übersetzungsverhältnis über die Position der Fig. 2 hinaus geändert, nimmt die Kettenspannung wieder zu, und wird beim Erreichen der entgegengesetzten Extremalposition wieder maximal.
Um im gesamten Betriebsbereich einen optimalen Kettenlauf zu gewährleis- ten, enthält das Getriebe 10 einen mechanischen Kettenspanner 80, der im Folgenden mit Bezug auf die Figuren 1, 2 und 6 näher erläutert wird. Die Wechselpunktachse 82 des Kettenspanners 80 ist im Ausführungsbeispiel mit- tig zwischen der Antriebswelle 12 und der Abtriebswelle 14 angeordnet. Da sich die Kettenspannung, wie oben geschildert, als Funktion des Abstands der Kegelstümpfe 22, 24 darstellen lässt, wird die Position der antriebsseitigen Druck-/Zugscheibe 26 verwendet, um die Spannkraft der Spannrollen 84 zu steuern. Auf der Lostrummseite wird die Spannkraft eines weiteren Kettenspanners analog über die Position der abtriebsseitigen Druck-/Zugscheibe eingestellt.
Mit Bezug auf Fig. 6 ist an der antriebsseitigen Druck-/Zugscheibe 26 des Ke- gelstumpfes 22 ein Abnahmestift 86 fest angebracht, der über eine gewinkelte Formen-Abgreifnut 88 die Spannrollen 84 nach oben oder unten führen kann. Bewegt sich der Kegelstumpf 22 in der Fig. 6, ausgehend von seiner äußeren Extremalposition, nach innen (Pfeil „1"), so drückt der Abnahmestift 86 aufgrund der Anfangsrichtung der Abgreifnut 88 die Spannrollen 84 zunächst nach unten. Die Steigung der Winkelstücke der Abgreifnut 88 ist dabei gerade so gewählt, dass der Druckaufbau durch die Spannrollen die nachlassende Kettenspannung kompensiert.
Der Wendepunkt 90 (Fig. 6, Mitte unten) der gewinkelten Abgreifnut wird gera- de in der mittleren Position der Triebräder (Fig. 2) erreicht. Bei einer weiteren Verkleinerung des Abstands der Kegelstümpfe 22, 24 tritt der Abnahmestift 86 in das zweite Winkelstück der Abgreifnut 88 ein (Pfeil „2") und die Spannkraft verringert sich wieder, bis der Abnahmestift 86 die Endposition 92 der Abgreifnut 88 erreicht. Die entsprechende Bewegung und Position der Spannrollen 84 ist auch in den Darstellungen der Figuren 1 und 2 illustriert. Es versteht sich, das bei einer Vergrößerung des Abstands der Kegelstümpfe 22, 24 (Pfeile „3" und „4") der umgekehrte Vorgang abläuft.
Ausführungsbeispiele mit einer Mehrfachbelegung der Zylindersegmente wer- den nun mit Bezug auf die Figuren 7 bis 9 erläutert. Bei diesen Ausführungsbeispielen sind zumindest einem Teil der Zylindersegmente der Trägerräder zwei Zugmittel zugeordnet. Zunächst zeigt Fig. 7 ein Ausführungsbeispiel, bei dem die Zylindersegmente 32-1 bis 32-6 des Antriebsrads 30 und die Zylindersegmente 52-1 bis 52-6 des Abtriebsrads 50 in gleicher Weise jeweils mit genau zwei Zugangriffsbereichen 38-k bzw. 58-k für die zugeordneten Zugmittel belegt sind.
Analog zur Darstellung der Fig. 5 läuft jede von zwölf Ketten 60-n (n = 1.. 12) ausschließlich über einen Teilbereich 36-n des Antriebsrads 30 und einen entsprechenden Teilbereich 56-n des Abtriebsrads. Wie aus Fig. 7 ersichtlich, sind dem Segment 32-1 des Antriebsrads die Ketten 60-1 und 60-12 zugeord- net und entsprechend ist das Segment 32-1 in den Teilbereichen 36-1 und 36- 12 mit Zahnabschnitten 38-1 versehen. Dem Segment 32-2 des Antriebsrads sind die Ketten 60-5 und 60-10 zugeordnet und entsprechend ist das Segment 32-2 in den Teilbereichen 36-5 und 36-10 mit Zahnabschnitten 38-2 versehen. Analoges gilt für die Segmente 32-3 bis 32-6, denen ebenfalls jeweils zwei Ketten zugeordnet sind und die entsprechend mit zwei Zahnabschnitten in den jeweiligen Teilbereichen versehen sind.
Bei dem Ausführungsbeispiel der Fig. 7 weist jedes der Segmente 52-1 bis 52- 6 des Abtriebsrads 50 jeweils dieselbe Kettenzuordnung und dieselbe Bele- gung mit Zahnabschnitten 58-k auf wie das entsprechende Segment 32-k des Antriebsrads.
Fig. 8 stellt ein weiteres, besonders vorteilhaftes Ausführungsbeispiel der Erfindung dar, bei dem zunächst, wie in dem Ausführungsbeispiel der Fig. 7, je- des der sechs Zylindersegmente 32-k des Antriebsrads 30 und jedes der sechs Zylindersegmente 52-k des Abtriebsrads 50 genau zwei Zugangriffsbereiche 38-k bzw. 58-k für die zugeordneten Zugmittel aufweist. Anders als bei Fig. 7 sind jedoch jeweils zwei Zugmittel, die demselben Zylindersegment des Antriebsrads bzw. des Abtriebsrads zugeordnet sind, gegenüberliegenden Zy- lindersegmenten des Abtriebsrads bzw. des Antriebsrads zugeordnet, so dass eine besonders große Umschlingung des Antriebs- bzw. Abtriebsrads erreicht wird: So sind die Ketten 60-1 und 60-12 (die über die Teilbereiche 36-1 bzw. 36-12 des Antriebsrads 30 und die entsprechenden Teilbereich 56-1 bzw. 56-12 des Abtriebsrads 50 laufen) beide demselben Segment 32-1 des Antriebsrads 30 zugeordnet. Auf dem Abtriebsrad 50 sind sie dagegen einander gegenüberliegenden Segmenten, nämlich den Segmenten 52-1 (Kette 60-1) bzw. 52-4 (Kette 60-12) zugeordnet. In gleicherweise sind die Ketten 60-5 und 60-10 beide dem Segment 32-2 des Antriebsrads, aber gegenüberliegenden Segmenten 52-2 (Kette 60-5) bzw. 52-5 (Kette 60-10) des Abtriebsrads zugeord- net. Eine analoge Zuordnung gilt für die weiteren Segmente 32-3 bis 32-6.
Wie aus Fig. 8 zu erkennen, sind auch umgekehrt jeweils zwei Ketten, die demselben Segment 52-k des Abtriebsrads 50 zugeordnet sind, zwei gegenüberliegenden Segmenten des Antriebsrads 30 zugeordnet. Um ein Beispiel zu geben, sind die Ketten 60-1 und 60-11 beide dem Segment 52-1 des Abtriebsrads 50 und den gegenüberliegenden Segmenten 32-1 und 32-4 des Antriebsrads 30 zugeordnet. Insgesamt wird auf diese Weise eine maximale Umschlingung erreicht und jeder Schlupfversuch unterbunden.
Falls weniger Platz auf den Zylindersegmenten 32-k bzw. 52-k zur Verfügung steht, aber dennoch eine große Umschlingung erreicht werden soll, können auch nur einige der Zylindersegmente mehr als einer Kette zugeordnet sein. Zur Illustration zeigt Fig. 9 ein Ausführungsbeispiel, bei dem nur neun Ketten 60-1 bis 60-9 vorgesehen sind. Den sechs Zylindersegmenten 32-k bzw. 52-k sind dabei alternierend eine Kette und zwei Ketten zugeordnet. Im Ausführungsbeispiel ist auf dem Antriebsrad 30 den Segmenten 32-2, 32-4 und 32-6, auf dem Abtriebsrad 50 den Segmenten 52-1, 52-3 und 52-5 jeweils nur eine Kette zugeordnet, sie enthalten dementsprechend nur einen einzigen Zahnabschnitt 38-k (für k=2, 4, 6) bzw. 58-k (für k=1 , 3, 5).
Die anderen Segmente sind jeweils zwei Ketten zugeordnet, sie enthalten somit jeweils zwei Zahnbereiche 38-k bzw. 58-k für die beiden zugeordneten Ket- ten. Wie bei dem Ausführungsbeispiel der Fig. 8 sind dabei jeweils zwei Zugmittel, die demselben Zylindersegment des Antriebsrads bzw. des Abtriebsrads zugeordnet sind, gegenüberliegende Zylindersegmente des Abtriebsrads bzw. des Antriebsrads zugeordnet. So sind die Ketten 60-1 und 60-9 dem Segment 32-1 des Antriebsrads und den gegenüberliegenden Segmenten 52- 1 und 52-4 des Abtriebsrads zugeordnet, die Ketten 60-2 und 60-8 dem Segment 32-5 des Antriebsrads und den gegenüberliegenden Segmenten 52-2 und 52-5 des Abtriebsrads, und die Ketten 60-3 und 60-7 sind dem Segment 32-3 des Antriebsrads und den gegenüberliegenden Segmenten 52-6 und 52- 3 des Abtriebsrads zugeordnet.
Umgekehrt sind die Ketten 60-2 und 60-5 dem Segment 52-2 des Abtriebsrads und den gegenüberliegenden Segmenten 32-5 und 32-2 des Antriebsrads zugeordnet, die Ketten 60-3 und 60-6 dem Segment 52-6 des Abtriebsrads und den gegenüberliegenden Segmenten 32-3 und 32-6 des Antriebsrads, und die Ketten 60-4 und 60-9 sind dem Segment 52-4 des Abtriebsrads und den gegenüberliegenden Segmenten 32-4 und 32-1 des Antriebsrads zugeordnet.
Figur 10 zeigt eine perspektivische Ansicht eines alternativen konischen Füh- rungselements, das weniger Material als die oben beschriebenen Kegelstümpfe benötigt. Der Stegplattenkonus 100 umfasst einen Stegring 102, an dem radial beabstandet sechs konische Stegplattenführungen 104 angeordnet sind. Die Zylindersegmente 32-1 bis 32-6 des Trägerrads 30 sind in diesem Ausführungsbeispiel mit entsprechenden Nuten 106 versehen, durch die sie auf den Stegplattenführungen 104 auf- und abgleiten können.
Ein weiteres Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in den Figuren 11 und 12 dargestellt, wobei Fig. 11 einen Schnitt durch ein Triebrad 210 des Getriebes 200 bei minimaler Größe des Trägerrads und Fig. 12 einen Schnitt entlang der Linie Xll-Xll von Fig. 11 bei maximaler Größe des Trägerrads 210 zeigt. Die minimale Größe des Trägerrads von Fig. 11 ist in Fig. 12 mit gestrichelten Linien dargestellt. Der grundlegende Aufbau des Getriebes 200 entspricht dem des in Figuren 1 bis 4 dargestellten Getriebes 10, so dass im Folgenden nur die Unterschiede zu dem dortigen Ausführungsbeispiel beschrieben werden.
Bei dem Getriebe 200 enthalten die Triebräder anstelle eines Paars konischer Führungselemente mit Führungsnuten jeweils ein Paar einander zugewandter, axial beabstandeter Scheiben 212 mit sich radial senkrecht nach außen erstreckenden Führungsschlitzen 214. Zwischen den Scheiben 212 ist ein aus einer Mehrzahl axialer Zylindersegmente 216 gebildetes Trägerrad angeordnet, dessen Durchmesser durch eine radiale Verschiebung der Zylindersegmente 216 in den Führungsschlitzen 214 der Scheiben 212 einstellbar ist. Entsprechend der Zuordnung der selbst nicht dargestellten Ketten weisen die Zylindersegmente 216 in bestimmten Bereichen Zahnabschnitte 224 auf, wie oben ausführlich erläutert.
Die Zylindersegmente 216 sind in den Führungsschlitzen 214 mit Gewindestangen 218 geführt. Am oberen Rand jeder Gewindestange 218 ist ein Stellrad 220 angebracht, so dass durch gleichzeitige einheitliche Drehbewegung aller Stellräder 220 eines Scheibenpaars die Zylindersegmente 216 radial nach innen oder außen bewegt werden können und so der Durchmesser des Trägerrads eingestellt werden kann. Dabei können die Stellräder insbesondere durch mechanische, elektrische, magnetische oder hydraulische Stellkräfte bewegt werden. In Fig. 11 ist lediglich zur Illustration des Prinzips ein mecha- nischer Steller 222 dargestellt.
Die Summe der Durchmesser der beiden Trägerräder (Antriebsrad und Abtriebsrad) wird erfindungsgemäß konstant gehalten. Dies kann beispielsweise dadurch erreicht werden, dass durch eine gleichzeitige einheitliche Drehbewe- gung der Stellräder 220 eines Scheibenpaares 212 (beispielsweise der Antriebsseite) die Zylindersegmente 216 dieses Scheibenpaars nach außen bewegt werden, während durch gleichzeitige, gegenläufige Drehbewegung der Stellräder 220 des anderen Scheibenpaars 212 (im Beispiel also die Abtriebsseite) die Zylindersegmente 216 des anderen Scheibenpaars nach innen bewegt werden.
Durch den Einsatz von Scheibenpaaren ergeben sich insbesondere ein geringes Gewicht und eine geringe Reibung, eine einfache Herstellung und geringe Produktionskosten. Auch ist eine sehr kompakte Bauweise des Getriebes möglich.
Die erfindungsgemäßen Getriebe können nicht nur in Kraftfahrzeugen eingesetzt werden, sondern auch in allen Arten von Maschinen. Ebenso können die stufenlos einstellbaren Getriebe als Schaltgetriebe mit vorbestimmten festen Schaltstufen eingesetzt werden. Auch können Stege oder Rundmaterial zwischen den Zylindersegmenten vorgesehen sein, die den Kettenlauf bei gro- ßem Durchmesser der Trägerräder unterstützen.

Claims

Patentansprüche
1. Stufenlos einstellbares Getriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, bei dem ein endloses Übertragungsmittel zwischen einem Antriebsrad und einem Abtriebsrad umläuft, wobei
- die Triebräder jeweils ein Paar einander zugewandter konischer Führungselemente mit verstellbarem axialem Abstand und ein zwischen den Füh- rungselementen angeordnetes, aus einer Mehrzahl axialer Zylindersegmente gebildetes Trägerrad umfassen, dessen Durchmesser durch eine Änderung des axialen Abstands der Führungselemente einstellbar ist,
- das Übertragungsmittel eine Mehrzahl von zwischen den beiden Trägerrädern umlaufenden Zugmitteln umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass
- die Zugmittel jeweils genau einem Zylindersegment des Antriebsrads und genau einem Zylindersegment des Abtriebsrads zugeordnet sind,
- die Zylindersegmente für jedes zugeordnete Zugmittel einen Zugangriffsbereich aufweisen und außerhalb dieser Zugangriffsbereiche glatt sind, um ein Gleiten der dem Zylindersegment nicht zugeordneten Zugmittel zu ermöglichen,
- die Summe der axialen Abstände der antriebsseitigen und abtriebsseiti- gen Führungselemente unabhängig von der Position der beiden Triebräder konstant ist, und - ein zwischen den Triebrädern angeordneter mechanischer Zugmittelspanner zum Ausgleich der sich bei einer Änderung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes ändernden Zugmittelspannungen vorgesehen ist.
2. Stufenlos einstellbares Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekenn- zeichnet, dass zumindest einem Teil der Zylindersegmente der Trägerräder mehrere, insbesondere zwei Zugmittel zugeordnet sind.
3. Stufenlos einstellbares Getriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass jedem der Zylindersegmente der Trägerräder mehrere, insbesondere zwei Zugmittel zugeordnet sind.
4. Stufenlos einstellbares Getriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass den Zylindersegmenten entlang des Umfangs der Triebräder alternierend ein Zugmittel beziehungsweise zwei Zugmittel zugeordnet sind.
5. Stufenlos einstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 2 bis 4, da- durch gekennzeichnet, dass jeweils zwei Zugmittel, die demselben Zylindersegment des Antriebsrads bzw. des Abtriebsrads zugeordnet sind, unterschiedlichen Zylindersegmenten des Abtriebsrads bzw. des Antriebsrads zugeordnet sind.
6. Stufenlos einstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass jeweils zwei Zugmittel, die demselben Zylindersegment des Antriebsrads bzw. des Abtriebsrads zugeordnet sind, einander gegenüberliegenden Zylindersegmenten des Abtriebsrads bzw. des Antriebsrads zugeordnet sind.
7. Stufenlos einstellbares Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Anzahl der Zylindersegmente der Trägerräder und die Anzahl der Zugmittel in dem Übertragungsmittel gleich sind.
8. Stufenlos einstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Trägerräder aus drei oder mehr, insbesondere aus 6 oder 8 axialen Zylindersegmenten gebildet sind.
9. Stufenlos einstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, da- durch gekennzeichnet, dass die konischen Führungselemente durch Kegelstümpfe oder regelmäßige Pyramidenstümpfe mit radialen Führungsnuten ge- bildet sind, in denen die Zylindersegmente bei einer Abstandsänderung der Führungselemente radial nach innen oder außen führbar sind.
10. Stufenlos einstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, da- durch gekennzeichnet, dass zur Änderung des axialen Abstands der konischen Führungselemente eines Triebrads, eines oder beide Führungselemente über ein Gleitlager mit einer axial verschiebbaren Druck-/Zugscheibe verbunden ist.
11. Stufenlos einstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Mehrzahl von Zugmitteln miteinander derart verbunden sind, dass die Zugmittel unabhängig voneinander auf den glatten Bereichen der Zylindersegmente gleiten können.
12. Stufenlos einstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, dass die Zugmittel durch Ketten und die Zugangriffsbereiche der Zylindersegmente durch Zahnabschnitte gebildet sind.
13. Stufenlos einstellbares Getriebe nach Anspruch 12, dadurch gekenn- zeichnet, dass ein mechanischer Kettenspanner mit zwischen den Triebrädern angeordneten Spannrollen vorgesehen ist, wobei die Spannkraft der Spannrollen durch den axialen Abstand eines der Führungselementpaare gegeben ist.
14. Stufenlos einstellbares Getriebe nach Anspruch 10 und 13, dadurch gekennzeichnet, dass der Kettenspanner eine gewinkelte Abgreifnut aufweist, mit der ein fest mit einer der axial verschiebbaren Druck-/Zugscheiben verbundener Abnahmestift den Kettenspanner führt.
15. Stufenlos einstellbares Getriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, bei dem ein endloses Übertragungsmittel zwischen einem Antriebsrad und einem Abtriebsrad umläuft, dadurch gekennzeichnet, dass - die Triebräder jeweils ein Paar einander zugewandter, axial beabstan- deter Führungselemente mit sich radial senkrecht nach außen erstreckenden Führungsschlitzen, sowie ein zwischen den Führungselementen angeordnetes, aus einer Mehrzahl axialer Zylindersegmente gebildetes Trägerrad umfas- sen, dessen Durchmesser durch eine radiale Verschiebung der Zylindersegmente in den Führungsschlitzen der Führungselemente einstellbar ist,
- das Übertragungsmittel eine Mehrzahl von zwischen den beiden Trägerrädern umlaufenden Zugmitteln umfasst,
- die Zugmittel jeweils genau einem Zylindersegment des Antriebsrads und genau einem Zylindersegment des Abtriebsrads zugeordnet sind,
- die Zylindersegmente für jedes zugeordnete Zugmittel einen Zugangriffsbereich aufweisen und außerhalb dieser Zugangriffsbereiche glatt sind, um ein Gleiten der dem Zylindersegment nicht zugeordneten Zugmittel zu ermöglichen, - die Summe der Durchmesser der beiden Trägerräder konstant ist, und
- ein zwischen den Triebrädern angeordneter mechanischer Zugmittelspanner zum Ausgleich der sich bei einer Änderung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes ändernden Zugmittelspannungen vorgesehen ist.
16. Stufenlos einstellbares Getriebe nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest einem Teil der Zylindersegmente der Trägerräder mehrere, insbesondere zwei Zugmittel zugeordnet sind.
17. Stufenlos einstellbares Getriebe nach Anspruch 16, dadurch gekenn- zeichnet, dass jedem der Zylindersegmente der Trägerräder mehrere, insbesondere zwei Zugmittel zugeordnet sind.
18. Stufenlos einstellbares Getriebe nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, dass den Zylindersegmenten entlang des Umfangs der Triebräder alternierend ein Zugmittel beziehungsweise zwei Zugmittel zugeordnet sind.
19. Stufenlos einstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 16 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass jeweils zwei Zugmittel, die demselben Zylindersegment des Antriebsrads bzw. des Abtriebsrads zugeordnet sind, unterschiedlichen, insbesondere gegenüberliegenden Zylindersegmenten des Ab- triebsrads bzw. des Antriebsrads zugeordnet sind.
20. Stufenlos einstellbares Getriebe nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Anzahl der Zylindersegmente der Trägerräder und die Anzahl der Zugmittel in dem Übertragungsmittel gleich sind.
21. Stufenlos einstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 15 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass die Trägerräder aus drei oder mehr, insbesondere aus 6 oder 8 axialen Zylindersegmenten gebildet sind.
22. Stufenlos einstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 15 bis 21 , dadurch gekennzeichnet, dass die Führungselemente durch Scheibenpaare mit Führungsschlitzen gebildet sind, in denen die Zylindersegmente mit Gewindestangen geführt sind.
23. Stufenlos einstellbares Getriebe nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, dass die Gewindestangen am oberen Ende jeweils ein Stellrad aufweisen, so dass durch gleichzeitige einheitliche Drehbewegung aller Stellräder eines Scheibenpaars die Zylindersegmente radial nach innen oder außen bewegbar sind und so der Durchmesser des Trägerrads einstellbar ist.
24. Stufenlos einstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 15 bis 23, dadurch gekennzeichnet, dass die Mehrzahl von Zugmitteln miteinander derart verbunden sind, dass die Zugmittel unabhängig voneinander auf den glatten Bereichen der Zylindersegmente gleiten können.
25. Stufenlos einstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 15 bis 24, dadurch gekennzeichnet, dass die Zugmittel durch Ketten und die Zugangriffsbereiche der Zylindersegmente durch Zahnabschnitte gebildet sind.
26. Stufenlos einstellbares Getriebe nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, dass ein mechanischer Kettenspanner mit zwischen den Triebrädern angeordneten Spannrollen vorgesehen ist.
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