WO2008046579A1 - Oszillierendes schaltwerksgetriebe mit einfachem aufbau und erhöhter standfestigkeit - Google Patents

Oszillierendes schaltwerksgetriebe mit einfachem aufbau und erhöhter standfestigkeit Download PDF

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WO2008046579A1
WO2008046579A1 PCT/EP2007/008945 EP2007008945W WO2008046579A1 WO 2008046579 A1 WO2008046579 A1 WO 2008046579A1 EP 2007008945 W EP2007008945 W EP 2007008945W WO 2008046579 A1 WO2008046579 A1 WO 2008046579A1
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WO
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transmission according
freewheels
transmission
eccentric
connecting rods
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Application number
PCT/EP2007/008945
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English (en)
French (fr)
Inventor
Herwig Fischer
Original Assignee
Satellite Gear Systems Ltd.
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Publication date
Application filed by Satellite Gear Systems Ltd. filed Critical Satellite Gear Systems Ltd.
Publication of WO2008046579A1 publication Critical patent/WO2008046579A1/de

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Classifications

    • 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
    • F16H29/00—Gearings for conveying rotary motion with intermittently-driving members, e.g. with freewheel action
    • F16H29/02—Gearings for conveying rotary motion with intermittently-driving members, e.g. with freewheel action between one of the shafts and an oscillating or reciprocating intermediate member, not rotating with either of the shafts
    • F16H29/04—Gearings for conveying rotary motion with intermittently-driving members, e.g. with freewheel action between one of the shafts and an oscillating or reciprocating intermediate member, not rotating with either of the shafts in which the transmission ratio is changed by adjustment of a crank, an eccentric, a wobble-plate, or a cam, on one of the shafts

Definitions

  • Oscillating rear derailleur transmissions convert rotary motions into oscillating motions via suitable kinematics, and these, in turn, turn into a rotating output motion through directionally switched clutches.
  • the conversion of the rotation into an oscillation having a substantially sinusoidal course is carried out, for example, in FIG. via a crankshaft with variable crank stroke and downstream connecting rod.
  • small oscillation angles are swept over, larger at larger stroke.
  • the output angle per revolution of the drive or crankshaft is determined by the sum of all oscillation angles on the freewheels, and these oscillation angles are in turn determined by the connecting rod or crank stroke, such transmissions enable stepless transmission control by varying the crank stroke. If the crank stroke is reduced to zero, then the connecting rod movements will disappear, the oscillation angle will be zero and the ratio thus infinite - the gearbox can thus approach a standstill of the output shaft when the drive shaft is running without a disconnect clutch.
  • the present invention solves this problem by primarily reducing rotational nonuniformity, eliminating the associated load spikes, and at the same time increasing the load capacity of the critical components.
  • To 1 The rotation of the drive shaft is inherently converted into a sinusoidal or sinusoidal oscillation, so that eg 12 freewheels one revolution of the crankshaft are transformed into 12 phase-shifted oscillations with eg 5 degrees - depending on the set crank stroke.
  • the ratio is therefore 10: 1. Due to the sinusoidal characteristic of the output elements, the angular velocity also varies by a few percent within the 3-degree window, following the sine function. This fluctuation is defined as non-uniformity and leads to an impairment of the smoothness of the transmission.
  • the elasticity is deliberately displaced into areas which are not subject to surface pressure - ie into the connecting rods and into the load-carrying areas of the freewheels, which are loaded by circumferential forces and not by normal forces - e.g. the levers and the radially loaded shift elements of the satellite freewheels.
  • these elasticities are undamped and chosen in a non-linear characteristic so that the load spectrum of the transmission largely relieve the freewheels.
  • crankshaft is already a critical component in the use of internal combustion engines, as jerky excessive loads only ever directly from one of the crankshafts recorded, but must always be passed to the end of the shaft.
  • the power flow through the crank webs and spigots is rejected several times in three dimensions and leads to high loads on the shaft and to limited rigidity. This problem is made even more difficult when the crankshaft is not made as a rigid part but in order to make the stroke adjustable, from individual, mutually movably arranged parts.
  • crankshaft has only one crank pin and the freewheel shafts are arranged in a star shape around it, so that there is a regular switching sequence of several freewheels on a shared crankpin.
  • kinematic design parameters are the circumferential and radial positions of the pivot points of the connecting rods on the ring of the Masterpleuel, the conrod lengths, as well as the effective lever lengths of the freewheeling shafts available. Since the effect of the guiding movement of the Masterpleuels is different because of the design-related asymmetry of the structure in each Slavepleuel, thus resulting in different geometries for each connecting rod. This opens up the possibility of not only tuning the geometry to minimum absolute values of non-uniformity, but e.g. to optimize the tangent jumps of the transfer functions at the beginning and end of the load bend in such a way that shock load peaks and running noise are minimal.
  • the described elasticities of the connecting rod and the freewheeling elements are chosen and tuned to the control speed, that the moments occurring in the output never exceed the allowable limits of the freewheels.
  • 100 switching cycles of the freewheels may be required for only one revolution of the output.
  • 10 8 - 10 9 switching cycles are required.
  • Conventional clamping freewheels are unable to withstand these cycle numbers because they operate in line contact with Hertzian pressure and are exposed to material tensions of up to 4-10 GPa.
  • EP 1583915 B1 (DE 10301348 A1, WO 2004/06359 A1) and DE 102004047802 A1 (EP 1794468 A1, WO 2006/034735 A1) or b) freewheeling with full surface contact according to the patent EP 1 003 984 B1
  • these freewheels are designed for this use in such a way that
  • these freewheels are designed for this use in such a way that • a lever geometry in each satellite generates increased locking forces to ensure slip-free coupling (ratio of circumferential forces to normal forces corresponds to the sliding friction coefficient of the tribo-storage)
  • this lever geometry reduces the locking forces to the degree required to maintain the clamping condition. (Ratio of the peripheral forces to the normal forces corresponds to the static friction coefficient of the tribo pairing)
  • a taper between the clamping blocks and the clamping ring is provided so that compensates for an automatic adjustment possible geometric changes due to abrasion or deformation of the clamping surfaces in continuous operation via an axial springing.
  • axial displacement of the relative position of the contact partners, which contain the clamping surfaces in addition to the freewheeling effect on or Auskuppelvorêt be controlled, so that no torque is transmitted in a corresponding axial position in both directions.
  • the housing of the transmission is rotationally symmetrical and balanced, so that for reversing and shunting an electric motor can rotate the entire housing and rotate the gears of the gearbox or additionally mounted gears on the freewheeling shafts as the web of a planetary gear and the central gear on the output shaft then takes over the function of a sun gear.
  • an electric motor can rotate the entire housing and rotate the gears of the gearbox or additionally mounted gears on the freewheeling shafts as the web of a planetary gear and the central gear on the output shaft then takes over the function of a sun gear.
  • the parent connecting rod is replaced by a further auxiliary connecting rod, so that all derailleurs are kinematically equivalent and thus the secondary rotational nonuniformity, which is due to different amplitudes in the transfer function due to the effect of the Mutterpleuels, is eliminated.
  • the remaining primary non-uniformity is lower and can be reduced with the described methods such as springing or increasing the number of derailleurs.
  • the thus inevitable kinematic indeterminacy of the transmission without Mutterpleuel does not lead to a blockage or obstruction of the transmission with proper tuning of the parameters.
  • the self-adjusting position of the rotor stabilizes itself from a balance of inertial forces and connecting forces from the torque transmission. To dynamic processes z. B in transient mode, in another variant, the rotor is stabilized via spring / damper units.
  • the connecting rods are replaced by a disc which is rotatably mounted freely on the crank pin and has a circumferential groove in which the cranks of the freewheel shafts (secondary cranks) are preferably guided over sliding blocks.
  • This disc transmits in the respective load arc Switzerland, Pressure forces from the crank pin in the freewheel cranks.
  • the bearing acts on the crank pin and the kinematically necessary rotational movement of the connecting rod is eliminated, since the sliding blocks of the cranks can take on the freewheeling shafts by the degree of freedom of movement in the circumferential groove different positions.
  • the type of storage described always aligns the disc in such a way that the active sliding block, which just takes over the torque in the load arc, does not have to perform a sliding movement, since the disc can align itself torque-free in the bearing of the crank pin.
  • the disc is made split, wherein the inner part with the bearing on the crank pin of the outer part with the circumferential groove are separate components, which in turn are connected to an elastic member, for example with a single or multi-layer rubber or elastomer liner. Under load, the inner part can thus be eccentrically removed from the outer part and thus cause a sequential springing of the individual derailleurs with which the rotational irregularity is reduced.
  • the elastomer intermediate layer is claimed with a material-technically ideal Switzerlandbuchscherbelastung that is constant over the entire cross-section, so that an optimal elastic energy utilization of the material is guaranteed. Since the deflection rotates on an eccentric orbit and describes no oscillating motion, the system is non-resonant and therefore does not require high damping eigenvalues.
  • kinematic compensation elements are integrated into the transmission, which are mounted between the oscillation movement of the secondary cranks and the rotational movement at the freewheel output.
  • compensation elements can be designed so that an improvement in rotational nonuniformity can be achieved in the entire transmission spectrum.
  • rotational nonuniformity can be completely eliminated, and in all other areas, a quantitatively different improvement can be achieved and deterioration in any other eccentricity can nevertheless be avoided.
  • these compensation elements are non-circular gears or segments of non-circular gears, which are required in any case in order to transmit the torque from the freewheel shafts to the central output shaft as a collective transmission.
  • the freewheels are then not arranged on the shafts on the circumference of the transmission (secondary shafts), but lie on the central output shaft in an axially staggered arrangement.
  • the oscillation is thus transmitted from the crank pin via the grooved disk to the secondary cranks and transmitted from there as oscillation via one set of non-circular tooth segments to one freewheel on the central shaft and transferred there sequentially into a complete rotation.
  • the oscillation movement has the correct design of the non-circular tooth segments in In the area of ideal eccentricity in the load arc, a rest instead of the sinusoidal curve and thus a uniform transfer function. In all other ranges of translation, the further the selected eccentricity is from the ideal design point, the more the curve will curve, and part of the compensation function will be lost. In any case, however, an improvement in the average of the entire transmission spectrum is achieved and the lower influence of the compensation effect is in the range of lower output speeds at low eccentricities, in which the effect of rotational nonuniformity is less harmful anyway.
  • Spring band freewheels are based on a spring steel band which is wound around a shaft in such a way that a tensile force is introduced at the end of the band, which reduces the winding circumference or a compressive force is introduced, which increases the winding circumference.
  • the system blocks in one direction of rotation and opens in the other.
  • the spring band is extended directly so that it can be connected to the rotor on the crank pin and thus replaced the connecting rod.
  • the connecting rods are replaced by bands, which lead similar to timing belt from one to the next wave. Since no complete rotation but only a limited rotation oscillation is transmitted here, these bands are designed as simple flat bands fixed at the point of symmetry on the circumference of the shaft, e.g. over a radial slot. Thus, no slippage can occur and the bands can remain very flat and thus cause minimal flexing.
  • the bands do not run on an exactly circular, round circumference but on a cam-like geometry, so that the transfer function varies over the angle of rotation and thus the rotational nonuniformity of the transmission can be reduced.
  • variable stroke of the crankshaft is generated by rotational adjustment of an eccentric on which is fixed in yet eccentric position of the crank pin.
  • This version is accompanied by a centered compensating mass compensates for the imbalance in all eccentric position.
  • the adjustment of the crank stroke is translational, preferably via a spindle or worm, which also controls the displacement of the balance mass.
  • crank stroke is preferably carried out via one or more actuators electrically, hydraulically, magnetically and opens into a double eccentric, a spindle or worm and at the same time controls the position of the compensating mass, wherein in the case of the spindle an oppositely oriented thread (left-right) generates the mass counter-motion with the same movement.
  • the kinetic energy is not powered by motor but via a driver, such as a gear or a friction wheel from the rotation of the crankshaft itself and supported e.g. removed from the housing wall or another fixed contact partner.
  • a driver such as a gear or a friction wheel from the rotation of the crankshaft itself and supported e.g. removed from the housing wall or another fixed contact partner.
  • a preferred variant provides a holding device which does not actively move the setting mechanism but only blocks it directionally, e.g. a valve in a hydraulic cylinder or a clamping mechanism of a freewheel.
  • a holding device which does not actively move the setting mechanism but only blocks it directionally, e.g. a valve in a hydraulic cylinder or a clamping mechanism of a freewheel.
  • a reversible bit set is installed at the gearbox output, reversing the direction of rotation.
  • the activation of this reversing function is carried out via a positive coupling, which is activated when the synchronous operation of the parts to be switched is ensured by adjusting the current translation.
  • the crank stroke is not adjustable during the run via an actuator mechanism but only adjustable, for example via a fixable and detachable clamping device.
  • the transmission can act as an adjustable transmission and replaces eg very high gear ratios several planetary gear sets that would otherwise have to be arranged in series.
  • Fig. 1 and Fig. 2 show the transmission 100 with the housing 101, the drive shaft 102, the output shaft 103, in which the adjusting gear 104 is integrated, which is driven by the electric motor 105 and the stroke of the crank pin 106 via a double eccentric continuously controls, are stored on the rotor and Masterpleuel 107.
  • Masterpleuel 107 and the slave connecting rods 108 convert the torque from the input shaft 102 into a sinusoidal lifting movement whose amplitude is determined by the continuously selectable eccentricity of the double eccentric and thus the stroke of the crank pin 106.
  • FIG. 3 shows a non-positive freewheel 200 in full surface contact, as known from EP 1 003 984 B1 and an enlarged detail C thereof.
  • the torque is transmitted via the shaft 201 and the keys 203 in the slot shaft 202 and exerts a tangential force on the satellites 204, which can rotate in the rocker joints 205 and thus press the clamping block 206 on the clamping ring 207 via a force-increasing lever action and so transmit the torque.
  • the long, radially aligned part of the satellite between the contact position to the slot shaft 202 and the rocking joint 202 elastically deform and so cushion load peaks in the region of low tangential forces, whereas the same by a factor of 1 / my with my equal Friction coefficient much higher loaded part of the normal forces remains free of relative movements. Due to the substantially rectangular orientation of the angle lever, the coupling movement is carried out with the placement of the clamping blocks perpendicular to the contact surface and thus free of sliding and rolling movements and thus contributes together with the full-surface contact of the normal force contact to help that high forces can be transmitted at low material tensions.

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Abstract

Ein oszillierendes Schaltwerksgetriebe mit einer Zahl von Freiläufen (109) und einer variablen Exzenterwelle (106) bzw. Kurbelwelle, wobei die Freiläufe reibschlüssig im Vollflächenkontakt oder formschlüssig in einer Mikroverzahnung verriegeln ( sog. Satellitenfreiläufe ) und die Freilauf wellen konzentrisch um die Kurbelwelle herum angeordnet sind und ein oder mehrere Masterpleuel (107) eine Mehrzahl weiterer Pleuel trägt bzw. tragen.

Description

Oszillierendes Schaltwerksgetriebe mit einfachem Aufbau und erhöhter Standfestigkeit
Oszillierende Schaltwerksgetriebe verwandeln über eine geeignete Kinematik rotierende Bewegungen in oszillierende Bewegungen und diese wiederum durch rich- tungsgeschaltete Kupplungen in eine rotierende Abtriebsbewegung. Die Umwandlung der Rotation in eine Oszillation mit im Wesentlichen sinusförmigem Verlauf erfolgt dabei z.B. über eine Kurbelwelle mit variablem Kurbelhub und nachgeschaltetem Pleuel. Bei kleinem Kurbelhub werden kleine Oszillationswinkel überstrichen, bei großem Hub größere. Da der Abtriebswinkel pro Umdrehung der Antriebs- bzw. Kurbelwelle durch die Summe aller Oszillationswinkel auf den Freiläufen bestimmt wird, und diese Oszillationswinkel wiederum vom Pleuel- bzw. Kurbelhub bestimmt werden, ermöglichen solche Getriebe eine stufenlose Übersetzungsregelung durch Variation des Kurbelhubes. Wird der Kurbelhub auf Null reduziert, so werden folglich die Pleuelbewegungen verschwinden, die Oszillationswinkel werden Null und die Übersetzung damit unendlich - das Getriebe kann somit bei laufender Antriebswelle ohne Trennkupplung einen Stillstand der Abtriebswelle anfahren.
Die Vorteile solcher Getriebe für viele Anwendungen sind somit sofort erkennbar - nämlich unendliche Übersetzungsspreizung und stufenlose Übersetzungsregelungen. Wegen der geringen Relativgeschwindigkeiten aller Bauteile können außerdem hohe Wirkungsgrade erzielt werden.
Der Grund, weshalb solche Getriebe wenig Anwendung finden, liegt einfach darin, dass diese Getriebe eine nur begrenzte Standfestigkeit aufweisen, weil
1) die Abtriebsdrehzahl prinzipbedingt ungleichförmig ist, (und somit Lastüberhöhungen auftreten)
2) die Hubverstellung und der Aufbau der Kurbelwelle technisch schwierig ist, (weil durch die Ungleichförmigkeitsstosslasten hohe Momente auf den Antrieb zurückwirken, die eine nur begrenzt drehsteife Welle mit mehreren Kurbelkröpfungen in Reihe schnell an ihre Belastungsgrenzen führt )
3) die Freiläufe die hohen Momente im Bereich unendlicher Übersetzung plus der Lastüberhöhung durch die Drehungleichförmigkeit nicht aushalten und
4) die Freiläufe bei den extrem hohen Schaltzykluszahlen bei den zusätzlichen Lastspitzen durch die Drehungleichförmigkeit nicht standfest sind.
Die vorliegende Erfindung löst diese Problematik dadurch, dass die Drehungleichförmigkeit primär reduziert wird, die damit verbundenen Lastspitzen beseitigt werden und gleichzeitig die Belastbarkeit der kritischen Bauteile erhöht wird.
Zu 1 : Die Rotation der Antriebswelle wird prinzipbedingt in eine sinusförmige oder sinusähnliche Oszillation umgewandelt, so dass z.B. bei 12 Freiläufen eine Umdrehung der Kurbelwelle in 12 phasenversetzte Oszillationen mit z.B. je 5 Grad verwandelt werden - je nach eingestelltem Kurbelhub. Je nach Kinematik der Konstruktion löst ein Freilauf den vorangehenden nach z.B. 3 Grad ab, so dass eine Umdrehung der Kurbelwelle 12 mal 3 Grad, also 36 Grad der Abtriebswelle generiert, das Übersetzungsverhältnis also 10:1 beträgt. Aufgrund des Sinusverlaufes der Abtriebselemente schwankt die Winkelgeschwindigkeit aber auch, der Sinusfunktion folgend, innerhalb des 3 Grad Fensters um einige Prozent. Diese Schwankung wird als Ungleichförmigkeit definiert und führt zu einer Beeinträchtigung der Laufruhe des Getriebes. Sie wird reduziert bei Erhöhung der Zahl der Freiläufe sowie durch die Elastizitäten der Freiläufe. Wegen der großen Überhöhung der Normalkräfte um den Faktor 1/my ( =20 bei Stahl /Stahl) bei Klemmfreiläufen treten in den Klemmringen der Freiläufe sehr hohe Werkstoffspannungen und damit hohe Verformungen auf, wodurch der Klemmspalt größer wird, die Klemmkörper sich weiter aufstellen und so eine Drehelastizität im Einriegelvorgang erzeugen. Im Ergebnis wird so eine stoßlast- geminderte Lastübergabe von einem Freilauf zum nächsten und sogar eine Phase gemeinsamer Lastübernahme erreicht und dadurch wird die Drehungleichförmigkeit reduziert. Das Problem liegt darin, dass die Klemmwinkel dabei abnehmen, die Normalkräfte dramatisch ansteigen und die Freiläufe überlastet werden. Bei Klemmrollenfreiläufen bleiben diese Klemmwinkel zwar konstant, dafür aber entstehen Wälz- bewegungen bei sehr hohen Normalkraftwerten, die ebenfalls die Lebensdauer der Freiläufe reduzieren.
Erfindungsgemäß wird deswegen die Elastizität gezielt in Bereiche verlagert, die keiner Flächenpressung unterworfen sind - also in die Pleuel und in die lastführenden Bereiche der Freiläufe, die durch Umfangskräfte und nicht durch Normalkräfte belastet sind - also z.B. die Hebel und die radial belasteten Schaltelemente der Satelli- tenfreiläufe.
Vorzugsweise werden diese Elastizitäten ungedämpft und in einer nichtlinearen Kennlinie so gewählt, dass die Lastkollektive des Getriebes die Freiläufe weitgehend entlasten. Bei den Pleuel bedeutet das eine gekrümmte Ausführung mit Zug- bzw. Drucklast und progressiv ansteigender Kennlinie, bei den Freilaufkörpern eine Biegeträgerkonstruktion mit progressivem Endanschlag.
Zu 2: Eine Kurbelwelle ist schon beim Einsatz von Verbrennungsmotoren ein kritisches Bauteil, da stoßartig überhöhte Lasten immer nur von einer der Kurbelkröpfungen direkt aufgenommen, aber immer bis zum Wellenende weitergegeben werden müssen. Der Kraftfluss durch Kurbelwangen und -zapfen ist dabei mehrfach dreidimensional verworfen und führt zu hohen Belastungen der Welle und zu eingeschränkter Steifigkeit. Zusätzlich erschwert wird dieses Problem, wenn die Kurbelwelle nicht als starres Teil sondern, um den Hub verstellbar zu machen, aus einzelnen, zueinander beweglich angeordneten Teilen gefertigt wird.
Erfindungsgemäß wird deswegen die bei solchen Getrieben übliche Reihenanordnung nicht gewählt, sondern die Kurbelwelle hat nur einen Kurbelzapfen und die Freilaufwellen sind sternförmig darum herum angeordnet, so dass sich eine regelmäßige Schaltfolge mehrerer Freiläufe auf einem, gemeinsam genutzten Kurbelzapfen ergibt.
Um die axiale Länge weiter zu reduzieren und die Summe der Gleitwege aller Bauteile pro Umlauf zu minimieren, wird weiterhin nicht jedes Pleuel einzeln auf dem Kurbelzapfen gelagert, sondern ein oder mehrere Masterpleuel trägt bzw. tragen auf ei- nem Ring die Bolzen für die weiteren Pleuel. Somit ergibt sich eine minimale axiale Ausdehnung, eine maximale Steifigkeit der Kurbelwelle, und eine reduzierte Rotationsbewegung, da nur ein Element, das Masterpleuel auf dem Zapfen rotiert und die anderen Pleuel nur in den Befestigungsbolzen oszillieren.
Die Geometrie wird dabei so optimiert, dass die kinematischen Auswirkungen im Lastbogen, in dem die Freiläufe schalten, nahezu verschwinden. Als freie, kinematische Gestaltungsparameter stehen dabei die Umfangs- und Radialpositionen der Pivotpunkte der Pleuel auf dem Ring des Masterpleuel, die Pleuellängen, sowie die wirksamen Hebellängen der Freilaufwellen zur Verfügung. Da die Auswirkung der Führungsbewegung des Masterpleuels wegen der bauartbedingten Asymmetrie des Aufbaus in jedem Slavepleuel verschieden ist, ergeben sich somit unterschiedliche Geometrien für jedes Pleuel. Damit eröffnet sich die Möglichkeit, die Geometrie nicht nur auf minimale Absolutwerte der Ungleichförmigkeit abzustimmen, sondern z.B. die Tangentensprünge der Übertragungsfunktionen an Lastbogenanfang und -ende so zu optimieren, dass Stosslastüberhöhungen und Laufgeräusche minimal werden.
Zu 3: Im Stillstand werden die Abtriebsmomente Null, bei hoher Abtriebsdrehzahl sind die Momente relativ gering. Unmittelbar in der Nähe des virtuellen Kupplungspunktes, wo die stillstehende Abtriebwelle gerade zu rotieren beginnt und der Leistungseintrag auf die Antriebswelle höher ist als die Reibleistung des Getriebes werden die Momente im Abtrieb und damit in den Freiläufen theoretisch unendlich.
Für die Anwendung des Getriebes z.B. zum Antrieb einer Hydraulikpumpe oder eines Generators ist dieser Betriebszustand unkritisch, da die Leistungsaufnahme dieser Verbraucher im Nulldurchgang verschwindet und so die Freiläufe vor Überlastung geschützt sind. Als Fahrantrieb können die Momente jedoch überkritisch werden.
Erfindungsgemäß werden deswegen die beschriebenen Elastizitäten der Pleuel und der Freilaufelemente so gewählt und so auf die Stellgeschwindigkeit abgestimmt, dass die auftretenden Momente im Abtrieb nie die zulässigen Grenzwerte der Freiläufe überschreiten. Zu 4: Im Fahrbetrieb bei kleinen Geschwindigkeiten, d.h. hoher Übersetzung, werden u.U. für nur eine Umdrehung des Abtriebs 100 Schaltzyklen der Freiläufe benötigt. Im Rahmen der Fahrzeuggesamtlebenserwartung werden so schnell 108 - 109 Schaltzyklen gefordert. Herkömmliche Klemmfreiläufe halten diese Zykluszahlen nicht aus, da sie im Linienkontakt Hertz" scher Pressung operieren und dabei Werkstoffspannungen bis zu 4-10 GPa ausgesetzt sind.
Erfindungsgemäß wird dieses Problem gelöst durch den Einsatz von folgenden Sa- tellitenfreiläufen: a) Freiläufen im Formschluss mit Mikroverzahnung gemäß der Patentschrift
EP 1583915 B1 (DE 10301348 A1 , WO 2004/06359 A1) und der Offenle- gungsschrift DE 102004047802 A1 (EP 1794468 A1 , WO 2006/034735 A1) oder b) Freiläufen im Kraftschluss mit Vollflächenkontakt gemäß der Patentschrift EP 1 003 984 B1
Zu a: Diese Freiläufe werden erfindungsgemäß für diesen Einsatz so ausgebildet, dass
• Elastizitäten in die Satelliten eingebaut werden, um Verriegelungsstöße abzufedern
• in der Rückwärtsbewegung die Satelliten aktiv aus der Verzahnung gehoben werden, um Klickergeräusche zu vermeiden, in dem der Antrieb auf die Welle gelegt wird, welche die Satelliten trägt und ein angefedertes Rotationsspiel in der Welle zunächst die Satelliten in die Verzahnung drückt und dann erst die Verrieglung durch die Zahngeometrie erfolgt
Zu b: Diese Freiläufe werden erfindungsgemäß für diesen Einsatz so ausgebildet, dass • eine Hebelgeometrie in jedem Satelliten erhöhte Verrieglungskräfte erzeugt, um ein schlupffreies Kuppeln sicherzustellen (Verhältnis der Umfangskräfte zu den Normalkräften entspricht dem Gleitreibungskoeffizienten der Tribopaa- rung)
• unter Last durch elastische Verformung vorzugsweise mit Anschlagskontur diese Hebelgeometrie die Verriegelungskräfte auf das Maß reduziert, das erforderlich ist, um die Klemmbedingung aufrecht zu erhalten. (Verhältnis der Umfangskräfte zu den Normalkräften entspricht dem Haftreibungskoeffizienten der Tribopaarung)
Weiterhin wird erfindungsgemäß in einer besonderen Ausführung eine Konizität zwischen den Klemmsteinen und dem Klemmring vorgesehen, so dass über eine axiale Anfederung eine automatische Nachstellung mögliche geometrische Änderungen durch Abrieb oder Verformung der Klemmflächen im Dauerbetrieb kompensiert. Außerdem können so durch axiales Verschieben der Relativposition der Kontaktpartner, welche die Klemmflächen enthalten, zusätzlich zur Freilaufwirkung Ein- bzw. Auskuppelvorgänge gesteuert werden, so dass bei entsprechender axialer Lage in beiden Richtungen kein Moment übertragen wird. Mit zwei gegenüberliegenden Freiläufen mit einem solchen Aufbau lassen sich dann die Drehrichtungen im Kupplungsbzw. Freilaufbetrieb umkehren, so dass z.B. die Kraftübertragung bei Rückwärtsfahrt gesteuert werden kann.
In einer weiteren Variante wird das Gehäuse des Getriebes rotationssymmetrisch ausgeführt und gewuchtet, so dass für die Rückwärtsfahrt und im Rangierbetrieb ein Elektromotor das gesamte Gehäuse rotieren lässt und die Zahnräder des Sammelgetriebes oder auch zusätzlich angebrachte Zahnräder auf den Freilaufwellen wie der Steg eines Planetengetriebes rotieren und das zentrale Zahnrad auf der Abtriebswelle dann die Funktion eines Sonnenrades übernimmt. Durch diese Lösung kann die Auskuppel- bzw. Freilaufumkehr der Freiläufe entfallen und dennoch eine einfache Rückwärtsfahrt erreicht werden. Zusätzlich wird durch die Anordnung der Zahnräder eine passende Grundübersetzung zwischen Abtrieb und E-Motor erreicht.
In einer weiteren erfindungsgemäßen Ausführungsform wird das Mutterpleuel durch ein weiteres Hilfspleuel ersetzt, so dass alle Schaltwerke kinematisch gleichwertig sind und somit die sekundäre Drehungleichförmigkeit, die durch unterschiedliche Amplituden in der Übertragungsfunktion auf Grund der Wirkung des Mutterpleuels entsteht, eliminiert wird. Die verbleibende primäre Ungleichförmigkeit ist geringer und kann mit den beschriebenen Methoden wie Anfederung bzw. Erhöhung der Zahl der Schaltwerke reduziert werden. Die somit unvermeidliche kinematische Unbestimmtheit des Getriebes ohne Mutterpleuel führt bei richtiger Abstimmung der Parameter nicht zu einer Blockade oder Versperrung des Getriebes. Die sich selbst einstellende Lage des Rotors stabilisiert sich aus einem Gleichgewicht von Massenkräften und Pleuelkräften aus der Drehmomentübertragung. Um hier dynamische Prozesse z. B im Transientbetrieb zu reduzieren, wird in einer weiteren Variante der Rotor über Fe- der-/Dämpfereinheiten stabilisiert.
In einer besonderen Ausführungsform werden die Pleuel ersetzt durch eine Scheibe, die rotatorisch frei auf dem Kurbelzapfen gelagert ist und eine Umfangsnut aufweist, in der die Kurbeln der Freilaufwellen (Sekundärkurbeln) vorzugsweise über Gleitsteine geführt werden. Diese Scheibe überträgt im jeweiligen Lastbogen die Zugbzw. Druckkräfte vom Kurbelzapfen in die Freilaufkurbeln. Statt der Gelenke der Pleuel auf dem Rotor fungiert das Lager auf dem Kurbelzapfen und die kinematisch notwendige Rotationsbewegung der Pleuel entfällt, da die Gleitsteine der Kurbeln auf den Freilaufwellen durch den Freiheitsgrad einer Bewegung in der Umfangsnut unterschiedliche Positionen einnehmen können. Die beschriebene Art der Lagerung richtet die Scheibe immer so aus, dass der aktive Gleitstein, der im Lastbogen gerade das Drehmoment übernimmt, keine Gleitbewegung ausführen muss, da die Scheibe sich im Lager des Kurbelzapfens momentenfrei ausrichten kann. In einer besonderen Variante ist die Scheibe geteilt ausgeführt, wobei das Innenteil mit dem Lager auf dem Kurbelzapfen von dem Außenteil mit der Umfangsnut getrennte Bauteile sind, die wiederum mit einem elastischen Element verbunden werden, z.B. mit einer ein- oder mehrlagigen Gummi- oder Elastomerzwischenlage. Unter Last kann sich somit der Innenteil exzentrisch vom Außenteil entfernen und so eine sequentielle Anfederung der einzelnen Schaltwerke bewirken, mit der die Dre- hungleichförmigkeit reduziert wird. Die Elastomerzwischenlage wird dabei mit einer, werkstofftechnisch idealen Zugscherbelastung beansprucht, die über den gesamten Querschnitt konstant ist, so dass eine optimale elastische Energieausnutzung des Werkstoffes gewährleistet ist. Da die Einfederung auf einer exzentrischen Kreisbahn umläuft und keine oszillierende Bewegung beschreibt, ist das System resonanzunkritisch und benötigt somit keine hohen Dämpfungseigenwerte.
In einer anderen Ausführungsform werden kinematische Ausgleichselemente in das Getriebe integriert, die zwischen der Oszillationsbewegung der Sekundärkurbeln und der Rotationsbewegung am Freilaufausgang angebracht werden. An dieser Stelle können Ausgleichselemente so ausgelegt werden, dass eine Verbesserung der Drehungleichförmigkeit im gesamten Übersetzungsspektrum erreicht werden kann. Tatsächlich kann so für eine bevorzugte Exzentrizität die Drehungleichförmigkeit vollständig eliminiert werden und in allen anderen Bereichen eine quantitativ unterschiedliche Verbesserung erzielt und eine Verschlechterung bei irgendeiner anderen Exzentrizität dennoch vermieden werden. In einer bevorzugten Variante sind diese Ausgleichselemente unrunde Zahnräder bzw. Segmente unrunder Zahnräder, die ohnehin benötigt werden, um als Sammelgetriebe das Drehmoment von den Freilaufwellen auf die zentrale Ausgangswelle zu übertragen. In dieser Ausführung sind die Freiläufe dann nicht auf den Wellen auf dem Umfang des Getriebes (Sekundärwellen) angeordnet, sondern liegen auf der zentralen Ausgangswelle in axial gestaffelter Anordnung. Die Oszillation wird damit vom Kurbelzapfen über die Nutscheibe auf die Sekundärkurbeln übertragen und von dort als Oszillation über jeweils einen Satz unrunder Zahnsegmente auf jeweils einen Freilauf auf der zentralen Welle ü- bertragen und dort sequentiell zu einer vollständigen Rotation zusammengesetzt. Die Oszillationsbewegung weist bei richtiger Auslegung der unrunden Zahnsegmente im Bereich der idealen Exzentrizität im Lastbogen eine Rast statt des Sinusverlaufes und damit eine gleichförmige Übertragungsfunktion auf. In allen übrigen Übersetzungsbereichen wird der Verlauf umso weiter gekrümmt, je weiter die gewählte Exzentrizität vom idealen Auslegungspunkt entfernt ist und ein Teil der Ausgleichsfunktion geht verloren. In jedem Fall wird aber eine Verbesserung im Mittel des gesamten Übersetzungsspektrums erreicht und der geringere Einfluss der Ausgleichswirkung liegt im Bereich der geringeren Abtriebsgeschwindigkeiten bei kleinen Exzentrizitäten, in dem die Wirkung der Drehungleichförmigkeit ohnehin weniger schädlich ist.
Federbandfreiläufe basieren auf einem Federstahlband, das um eine Welle so gewickelt wird, dass am Ende des Bandes eine Zugkraft eingebracht wird, die den Wickelumfang reduziert bzw. eine Druckkraft eingebracht wird, die den Wickelumfang erhöht. Somit blockiert das System in einer Drehrichtung und öffnet in der anderen. Für das Sterngetriebe in einer besonders kompakten und preisgünstigen Ausführung wird das Federband direkt so verlängert, dass es am Rotor auf dem Kurbelzapfen angeschlossen werden kann und somit die Pleuel ersetzt.
In einer weiteren Ausführung sind die Pleuel durch Bänder ersetzt, die ähnlich wie Zahnriemen von einer zur nächsten Welle führen. Da hier keine vollständige Rotation sondern nur eine Oszillation mit einem limitierten Drehwinkel übertragen wird, sind diese Bänder als einfache Flachbänder ausgeführt, die am Symmetriepunkt auf dem Umfang der Welle fixiert sind, z.B. über einen radialen Schlitz. Somit kann kein Schlupf auftreten und die Bänder können sehr flach bleiben und somit minimale Walkarbeit verursachen. In einer bevorzugten Variante dieser Konstruktion laufen die Bänder nicht auf einem exakt kreisförmig runden Umfang sondern auf einer nockenartigen Geometrie, so dass die Übertragungsfunktion über dem Drehwinkel variiert und so die Drehungleichförmigkeit des Getriebes reduziert werden kann.
In einer bevorzugten Variante wird der variable Hub der Kurbelwelle erzeugt durch rotatorische Verstellung eines Exzenters, auf dem in nochmals exzentrischer Lage der Kurbelzapfen fixiert ist. In diese Ausführung wird mit einer ebenfalls auf dem Ex- zenter fixierten Ausgleichsmasse die Unwucht in allen exzentrischen Lage kompensiert.
In einer weiteren Ausführung erfolgt die Verstellung des Kurbelhubs translatorisch, vorzugsweise über eine Spindel oder Schnecke, die ebenfalls die Verschiebung der Balancemasse steuert.
Die Variation des Kurbelhubes erfolgt vorzugsweise über einen oder mehrere Aktua- toren elektrisch, hydraulisch, magnetisch und mündet in einem Doppelexzenter, einer Spindel oder Schnecke und steuert gleichzeitig die Lage der Ausgleichmasse, wobei im Falle der Spindel ein entgegengesetzt ausgerichtetes Gewinde (links -rechts) mit gleicher Bewegung die Massengegenbewegung erzeugt.
In einer anderen Variante wird die Bewegungsenergie nicht motorisch gespeist sondern über einen Mitnehmer, wie ein Zahnrad oder eine Reibrad aus der Rotation der Kurbelwelle selbst und abgestützt z.B. an der Gehäusewand oder einem anderen festen Kontaktpartner abgenommen.
Eine bevorzugte Variante sieht eine Haltvorrichtung vor, die den Stellmechanismus nicht aktiv bewegt sondern nur richtungsgebunden blockiert, wie z.B. ein Ventil in einem Hydraulikzylinder oder ein Klemmmechanismus eines Freilaufes. Wird nun die Stellgeometrie so gewählt, dass die Reaktionskräfte der Getriebemomente während eines Umlaufes das Vorzeichen wechseln, so verstellt sich die Exzentrizität selbsttätig, wenn eine der beiden richtungsgebundenen Haltemechanismen gelöst wird. In dieser Ausführung wird für die Stillstandverstellung eine Federkraft vorgesehen, die das Getriebe in eine der beiden Endstellungen fährt.
Für Anwendungen, in denen eine Drehrichtungsumkehr benötigt wird, wird am Getriebeausgang ein Wenderitzelsatz angebracht, der die Drehrichtung umkehrt. Die Aktivierung dieser Reversierfunktion erfolgt dabei über eine formschlüssige Kupplung, die aktiviert wird, wenn der Synchronlauf der zu schaltenden Teile durch Anpassung der momentanen Übersetzung gewährleistet ist. In einer anderen Variante ist der Kurbelhub nicht während des Laufes über eine Ak- tuatorik verstellbar sondern nur einstellbar, z.B. über eine fixier- und lösbare Klemmvorrichtung. Damit kann das Getriebe als einstellbares Getriebe fungieren und ersetzt z.B. bei sehr hohen Übersetzungsverhältnissen mehrere Planetensätze, die sonst in Reihe angeordnet werden müssten.
Fig. 1 und Fig. 2 zeigen das Getriebe 100 mit dem Gehäuse 101, der Antriebswelle 102, der Abtriebswelle 103, in die das Stellgetriebe 104 integriert ist, das vom E- Motor 105 angetrieben wird und den Hub des Kurbelzapfens 106 über einen Doppelexzenter stufenlos regelt, auf dem Rotor und Masterpleuel 107 gelagert sind. Masterpleuel 107 und die Slavepleuel 108 verwandeln das Drehmoment aus der Eingangswelle 102 in eine sinusförmige Hubbewegung, deren Amplitude von der stufenlos wählbaren Exzentrizität des Doppelexzenters und damit vom Hub des Kurbelzapfens 106 bestimmt wird. In den Freiläufen 109 wird diese Hubbewegung auf dem Außenring in eine Oszillation und schließlich durch die richtungsgeschaltete Kupplungswirkung der Freiläufe in eine Rotation der Freilaufwellen 110 verwandelt, die über die Zahnräder 111 gesammelt und in die Abtriebswelle 103 übertragen wird. Die gekrümmte Kontur der Pleuel 108 erlaubt die elastische Verformung unter den drehmomentführenden Zug- bzw. Druckkräften, so dass Drehmomentstöße der Antriebsmaschine oder zyklische Kupplungsstöße der Freiläufe durch die prinzipbedingte Ungleichförmigkeit für jedes Schaltwerk einzeln und unabhängig abgefedert werden.
Fig.3 zeigt einen kraftschlüssigen Freilauf 200 im Vollflächenkontakt, wie bekannt aus der EP 1 003 984 B1 sowie ein vergrößertes Detail C daraus. Das Drehmoment wird über die Welle 201 und die Passfedern 203 in die Schlitzwelle 202 übertragen und übt eine tangentiale Kraft auf die Satelliten 204 aus, die in den Wiegegelenken 205 rotieren können und damit über eine krafterhöhende Hebelwirkung den Klemmstein 206 auf den Klemmring 207 pressen und so das Drehmoment übertragen. Das Hebelverhältnis h1 ist bei Beginn der Klemmwirkung, wenn zunächst die höhere Gleitreibungszahl für den Kraftschluss wirkt, h1=u17,43/u1, da die Schlitzkontur dort zunächst anliegt, und reduziert sich auf das Hebelverhältnis h2=u12,43/u1 sobald der Kontakt hergestellt ist, um so bei dem geringeren Reibungswert der Haftreibung keine unnötig hohen Normalkräfte aufzubauen. Bei Lastüberhöhungen z.B. durch Drehmomentstöße oder Kupplungsstöße kann sich der lange, radial ausgerichtete Teil des Satelliten zwischen der Kontaktposition zur Schlitzwelle 202 und dem Wiegegelenk 202 elastisch verformen und so Lastspitzen im Bereich der geringen Tangentialkräfte abfedern, wohingegen der um den Faktor 1/ my mit my gleich Reibungszahl sehr viel höher belastete Teil der Normalkräfte frei von Relativbewegungen bleibt. Durch die im Wesentlichen rechtwinklige Ausrichtung des Winkelhebels erfolgt die Kupplungsbewegung mit dem Aufsetzen der Klemmsteine senkrecht zur Kontaktfläche und damit frei von Gleit- und Wälzbewegungen und trägt damit zusammen mit dem Vollflächenkontakt der Normalkraftkontaktpartner dazu bei, dass hohe Kräfte bei kleinen Werkstoffspannungen übertragen werden können.

Claims

Ansprüche:
1. Unendlich stufenloses Getriebe, als oszillierendes Schaltwerk, dadurch gekennzeichnet, dass
Kupplungsstöße vermieden bzw. vermindert werden, indem gezielt Elastizitäten in kraftführende Bauteile des Getriebes integriert werden, so dass mehrere Freiläufe (109) gleichzeitig in Eingriff kommen, wobei diese Elastizitäten nicht im Bereich der hohen Werkstoffspannungen der Normalkräfte sondern in den Bereichen niedrigerer Werkstoffspannungen mit lastführenden Umfangskräften wirken.
2. Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass eine Kurbelwelle mit variablem Hub mit nur einem, hilfsweise 2 Kurbelzapfen ausgeführt ist und die Freilaufwellen sternförmig um diese Kurbelwelle angeordnet sind und so eine regelmäßig sequentielle Lastübernahme der Freiläufe erfolgt.
3. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 2, dadurch gekennzeichnet, dass nur eines, hilfsweise zwei der Vielzahl der Pleuel direkt auf dem Kurbelzapfen (=sog. Masterpleuel) gelagert ist bzw. sind und die übrigen Pleuel (= sog. Slavepleuel) rotatorisch frei an Bolzen auf einem Ring befestigt sind, der die übrigen Pleuellager trägt und Teil des Masterpleuels ist.
4. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Freiläufe als Satellitenfreiläufe ausgebildet sind.
5. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die mikroverzahnten Sperrklinken im Überholbetrieb durch einen Mitnehmer, hilfsweise einen angefederten Mitnehmer, aus der Verzahnung gehoben werden.
6. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Hebelgeometrie der Satelliten elastisch ausgeführt ist und durch elasti- sehe Verformung die Hebelgeometrie ein Verhältnis von Umfangskräften zu Normalkräften beim Beginn des Einriegeins erzeugt, das dem Gleitreibungskoeffizienten der Tribopaarung der Kontaktpartner entspricht und im eingeriegelten Zustand bei höheren Lasten durch zusätzliche Anlagebegrenzung der Elastizitäten ein Verhältnis von Umfangs- zu Normalkräften erzeugt, das dem Haftreibungskoeffizienten der Tribopaarung entspricht.
7. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Lage der Pivotpunkte der Salvepleuel, die Länge der Salvepleuel und die Länge der wirksamen Hebellängen der Kraftanschlüsse auf den Freilaufwellen nicht für alle Pleuel identisch sind und so abgestimmt werden, dass die Ungleichförmigkeit der Übertragungsfunktion so optimiert wird, dass Stoss- lastüberhöhungen beim Kuppeln der Freiläufe und die Laufgeräusche minimiert werden.
8. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Freiläufe auf den Klemmflächen oder an anderen Positionen eine Konizität so aufweisen, dass durch axiales Anfedern der Bauteile eine Relativbewegung der konischen Bauteile erreicht wird und so durch eine Nachstellwirkung Geometrieänderungen durch Abrieb oder Verformung z.B. im Dauerbetrieb kompensiert werden können.
9. Getriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die konischen Bauteile der Freiläufe axial verschoben werden können, um die Sperrwirkung der Freiläufe ganz aufzuheben.
10. Getriebe nach den Ansprüchen 8 und 9 , dadurch gekennzeichnet, dass zwei Freiläufe mit axial verschiebbarer, konischer Geometrie gespiegelt angeordnet werden und so eine axiale Verschiebung die Sperrrichtung der Freiläufe umkehrt.
11. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass das Gehäuse des Getriebes im wesentlichen rotationssymmetrisch aufgebaut wird und ein Sammelgetriebe vorzugsweise auf den Freilaufwellen und der Abtriebswelle angeordnet wird, das auf das Gehäuse aufgebrachte Drehmoment z.B. eines Elektromotors in den Abtrieb überträgt und so ein elektrischer Antrieb in beiden Richtungen möglich wird.
12. Getriebe nach Anspruch 11 dadurch gekennzeichnet, dass durch das Sammelgetriebe und zusätzliche Freiläufe in der Verzahnung des Sammelgetriebes drehrichtungsgebunden verschiedene Übersetzungen erreicht werden.
13. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass ein Elektromotor in das Getriebe als Booster, zur Rekuperation oder zum Rückwärtsfahren integriert wird.
14. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Freiläufe Ölabstreifvorrichtungen aufweisen, die im Überholbetrieb in unmittelbarer Nähe zu den Klemmsteinen den Aufbau eines Schmierkeiles verhindern bzw. erschweren, um so einen steilen Anstieg des Einriegelvorganges bei minimalen Gleitwegen sicherzustellen.
15. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass eine Schwenkvorrichtung, die axial und/oder radial verstellbar ist, eine Umkehr der Klemm- bzw. Freilaufrichtung ermöglicht.
16. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Klemmsteine auf den Klemmkontaktflächen gegenüber der Gegenkontur eine Radiendifferenz so aufweisen, dass sich zunächst in der Nähe der Mitte der Klemmkontaktfläche die Berührung als Hertz'scher Kontakt ergibt und erst nach erfolgtem Einschleifvorgang eine Vollflächenanlage erreicht wird.
17. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass statt des Mutterpleuels ein weiterer Hilfspleuel verwendet wird und/oder dass eine Anfederung die kinematisch unbestimmten Getriebeelemente in einer Vorzugslage stabilisiert.
18. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, dass statt der Pleuel eine Scheibe rotatorisch frei auf dem Kurbelzapfen gelagert ist und diese Scheibe eine Umfangsnut aufweist, in der die Zapfen der Sekundärkurbeln hilfsweise über Gleitsteine angesteuert werden.
19. Getriebe nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass die Scheibe ein- oder mehrschnittig, vorzugsweise über eine Elastomerzwischenlage zwischen Umfangsnut und zentralem Lager angefedert ist und so eine exzentrische Bewegung zwischen zentralem Lager und Umfangsnut zulässt.
20. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass kinematische Ausgleichselemente zwischen den Sekundärkurbeln und den Freiläufen zur Reduzierung der Ungleichförmigkeiten angebracht werden.
21. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass diese Ausgleichselemente gleichzeitig die Übertragung der Drehmomente von den Sekundärwellen in die zentrale Abtriebswelle übernehmen.
22. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 21 , dadurch gekennzeichnet, dass diese kinematischen Ausgleichselemente unrunde Zahnräder bzw. Segmente unrunder Zahnräder sind.
23. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch gekennzeichnet dass die Pleuel in der Hauptbeanspruchungsrichtung auf Zug belastet sind.
24. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekennzeichnet dass die Übertragungs- und Ausgleichselemente Pleuel oder Koppeln sind.
25. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekennzeichnet dass die Freiläufe als Federbandfreiläufe ausgeführt sind und das Federband direkt bis zum Rotor auf dem Kurbelzapfen geführt ist und somit die Funktion der Pleuel übernimmt.
26. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 25, dadurch gekennzeichnet dass statt der Pleuel Flachbänder zur Übertragung des oszillierenden Momente genutzt werden, die in der Nähe des Symmetriepunktes auf dem Umfang der Welle in einem Schlitz nach innen gezogen und so fixiert sind.
27. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 26, dadurch gekennzeichnet dass die Bänder auf unrunden Konturen geführt werden und so die Drehungleich- förmigkeit des Getriebes reduziert wird.
28. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 27, dadurch gekennzeichnet, dass der variable Hub der Kurbelwelle durch rotatorische Verstellung eines Exzenters erfolgt, auf dem in nochmals exzentrischer Lage der Kurbelzapfen fixiert ist.
29. Getriebe nach Anspruch 28, dadurch gekennzeichnet, dass auf dem Exzenter Ausgleichsmassen fixiert sind, welche die Unwucht in allen exzentrischen Lagen kompensieren.
30. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 29, dadurch gekennzeichnet, dass die Variation des Kurbelhubes über einen oder mehrere Aktuatoren elektrisch, hydraulisch oder magnetisch erfolgt und in einen Doppelexzenter, einer Spindel oder einer Schnecke mündet und gleichzeitig die Lage der Ausgleichsmasse steuert, wobei bei Verwendung einer Spindel ein gegenläufiges Gewinde mit gleicher Bewegung eine Massengegenbewegung erzeugt.
31. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 30, dadurch gekennzeichnet, dass für die Anwendungen, in denen eine Drehrichtungsumkehr benötigt wird, am Getriebeausgang ein Wendelritzelsatz angebracht ist, wobei vorzugsweise die Aktivierung der Reversierfunktion über eine formschlüssige Kupplung erfolgt, die dann aktiviert wird, wenn der Synchronlauf der zu schaltenden Teile durch Anpassung der momentanen Übersetzung gewährleistet ist.
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Citations (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2864259A (en) * 1955-04-08 1958-12-16 Bendix Aviat Corp Power transmission
FR1246885A (fr) * 1959-10-15 1960-11-25 Variateur de vitesse
US4114466A (en) * 1974-01-14 1978-09-19 Amleto Meucci Speed convertors for providing variable drive ratios
WO1995003503A1 (de) * 1993-07-19 1995-02-02 Satellite Gear System Ltd. Stufenlos verstellbares formschlüssiges satellitengetriebe
US5674144A (en) * 1994-10-24 1997-10-07 Varatran, Inc. Continuously variable ratio transmission and method
US5685794A (en) * 1993-08-30 1997-11-11 Aimbridge Pty. Ltd. Transmission mechanism
EP1003984A1 (de) 1997-08-13 2000-05-31 Satellite Gear System Ltd. Richtungsgeschaltete kupplung
EP1583915A1 (de) 2003-01-16 2005-10-12 Satellite Gear System Ltd. Stufenlos regelbares getriebe
DE102004047802A1 (de) 2004-09-29 2006-04-06 Satellite Gear Systems Ltd. Formschlüssiger Freilauf

Patent Citations (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2864259A (en) * 1955-04-08 1958-12-16 Bendix Aviat Corp Power transmission
FR1246885A (fr) * 1959-10-15 1960-11-25 Variateur de vitesse
US4114466A (en) * 1974-01-14 1978-09-19 Amleto Meucci Speed convertors for providing variable drive ratios
WO1995003503A1 (de) * 1993-07-19 1995-02-02 Satellite Gear System Ltd. Stufenlos verstellbares formschlüssiges satellitengetriebe
US5685794A (en) * 1993-08-30 1997-11-11 Aimbridge Pty. Ltd. Transmission mechanism
US5674144A (en) * 1994-10-24 1997-10-07 Varatran, Inc. Continuously variable ratio transmission and method
EP1003984A1 (de) 1997-08-13 2000-05-31 Satellite Gear System Ltd. Richtungsgeschaltete kupplung
EP1583915A1 (de) 2003-01-16 2005-10-12 Satellite Gear System Ltd. Stufenlos regelbares getriebe
EP1583915B1 (de) * 2003-01-16 2006-10-04 Satellite Gear System Ltd. Stufenlos regelbares getriebe
DE102004047802A1 (de) 2004-09-29 2006-04-06 Satellite Gear Systems Ltd. Formschlüssiger Freilauf

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