Auf dem Gebiet von stufenlos verstellbaren Antrieben für Fahrzeuge und Maschinen sind eine Vielzahl von Lösungen bekannt. Im Falle von Getrieben, die auf dem Reibkraftprinzip beruhen, arbeit eine bekannte Ausführungsform nach dem Umschlingungsprinzip, bei welcher flexible, bandförmige Übertragungselemente, beispielsweise Stahlketten oder Schubgliederbänder, zwischen zwei Scheibenpaaren aus jeweils zwei gegenüberliegenden Kegelscheiben gespannt sind. Durch gegensinnige Änderung des Abstandes zwischen den Kegelscheiben jedes Scheibenpaares lassen sich die Wirkradien und damit das Übersetzungsverhältnis stufenlos verändern. Eine andere bekannte Ausführungsform besteht aus einem Wälzgetriebe auf Toroidenbasis mit zwei gegenüberliegenden zum Antrieb und Abtrieb dienenden Profilscheiben. Die Profilscheiben weisen jeweils eine halbringförmige Ausdrehung auf ihren gegenüberliegenden Flächen auf, um einen ringförmigen bzw. torusformigen Raum zu begrenzen in welchem mehrere, scheibenförmige Übertragungsglieder gelagert sind. Jedes scheibenförmige Übertragungsglied berührt mit seiner ballig ausgebildeten Umfangsfläche die halbringförmigen Ausdrehungen beider Profilscheiben (Antriebs-und Abtriebsscheibe). Durch Verschwenken jedes Übertragungsgliedes um seinen Mittelpunkt lassen sich unterschiedliche Wirkradien bezüglich der halbringförmigen Ausdrehungen der Antriebs-und der Abtriebsscheibe und damit unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse zwischen Antriebs-und Abtriebsscheibe einstellen. Die Nachteile von Reibkraftgetrieben nach dem Umschlingungsprinzip bestehen vor allem in den hohen Betriebsgeräuschen, der relativ geringen Lebensdauer sowie in der relativ geringen Verstellgeschwindigkeit verbunden mit hohen Anpreßkräften für jedes Kegelscheibenpaar. Aus diesen Gründen sind derartige Getriebe bislang nur für relativ geringe Leistungen gebaut worden.

Bei Wälzbetrieben auf Toroidenbasis ergibt sich bei linienförmigem Kontakt zwischen den scheibenförmigen Übertragungsgliedern und den Wänden der halbringförmigen Ausdrehungen beider Profilscheiben eine hoher Bohr- reibungsanteil. Ferner ist eine synchrone Verstellung der scheibenförmigen Über- tragungsglieder aufgrund der ungünstigen räumlichen Anordnung in dem torus- förmigen Raum technisch nur schwierig zu verwirklichen.

Die Aufgabe der Erfindung besteht demgegenüber darin, ein stufenlos verstellbares Wälzgetriebe zu schaffen, welches bei möglichst langen und vielen linienartigen Reibkraftkontakten eine möglichst geringe Bohrreibung aufweist.

Vorzugsweise soll ein derartiges Wälzgetriebe eine hohe Leistungsdichte aufweisen, um im Fahrzeugbau eingesetzt werden zu können.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.

Vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen des stufenlos verstellbaren Wälzgetriebes nach der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen.

Die Erfindung beruht auf der Überlegung, daß eine bohrreibungsarme Kraftübertragung mit verstellbarem Übersetzungsverhältnis durch kegelige Wälz- körper erzielbar ist. Bei kegeligen Wälzkörpern sind alle wichtigen Bedingungen für einen optimalen Betrieb von Reibkraftgetrieben, nämlich lange Reibkraftlinien bei geringer Bohrreibung und veränderbarer Übersetzung, vereinigt. Diese Grundprinzipien lassen sich in verschiedenen Ausführungsformen der Erfindung verwirklichen, welche in den Zeichnungen näher dargestellt sind. Es zeigt : Figur 1 Eine perspektivische Ansicht einer ersten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes mit außenliegenden Planeten- rollen, deren Drehachsen im wesentlichen parallel zur Getriebelängsachse orientiert sind ; Figur 2 einen Axialschnitt durch die erste Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes nach Figur 1 ; Figur 3 eine perspektivische Ansicht einer zweiten Ausführungsform eines stufenlos verstellbaren Wälzgetriebes nach der Erfindung, welches im wesentlichen durch spiegelsymmetrische Verdopplung der ersten Ausführungsform nach Figur 1 gebildet wird ; Figur 4 einen Axialschnitt durch die zweite Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes nach Figur 3 ; Fig. 5 und 6 schematische Ansichten der beiden Endstellungen des Wälz- getriebes nach Figur 3 ; Figur 7 eine schematische Ansicht des Wälzgetriebes nach Figur 3, bei welchem die Drehachse der außenliegenden Planetenrollen gegenüber der Getriebelängsachse in einem geringen Umfang auslenkbarbar ist, um die Übersetzungsänderung des Getriebes zu erleichtern ; Figur 8 eine perspektivische Ansicht einer dritten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes mit innenliegenden Planeten- rollen, deren Drehachsen im wesentlichen senkrecht zur Getriebe- längsachse orientiert sind ; Figur 9 eine perspektivische Ansicht der zentral angeordneten Tragelemente des Wälzgetriebes nach Figur 8 für die Planetenrollen und die Zwischenrollen ; Figur 10 einen Axialschnitt durch die dritte Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes nach Figur 8 ; Fig. 11 u. 12 schematische Ansichten der beiden Endstellungen des Wälz- getriebes nach Figur 8 ; Figur 13 eine axiale Ansicht eines Tragelementes für die sternförmig angeordneten Planetenrollen des Wälzgetriebes nach Figur 8, bei welchem die Reibkraft zwischen den einzelnen Kegelrollen des Wälzgetriebes drehmomentabhängig verstellbar ist ; Figur 14 eine perspektivische Darstellung einer vierten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes, welches im wesentlichen auf der Verwendung nur einer Hälfte des Wälzgetriebes nach Figur 8 beruht ; Figur 15 einen Axialschnitt durch die vierte Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes nach Figur 14 ; Figur 16 eine perspektivische Ansicht einer fünften Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes mit innenliegenden Planeten- rollen, welche in Abwandlung der Ausführungsform nach Figur 8 gekrümmte Kegelflächen aufweisen ; Figur 17 einen Axialschnitt durch die fünfte Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes nach Figur 16, Figur 18 eine perspektivische Ansicht einer sechsten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes, welches in Abwandlung der Ausführungsform nach Figur 3 konkav-kegelige Laufflächen für die Kegelscheiben und Planetenrollen aufweist, und Figur 19 einen Axialschnitt durch die sechste Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes nach Figur 18.

Die in Fig. 1 perspektivisch und in Fig. 2 im Schnitt dargestellte erste Ausführungsform eines stufenlos verstellbaren Wälzgetriebes 1 umfaßt zwei ringförmige Planetenträger 2a und 2b welche rotationssymmetrisch bezüglich der Längsachse la des Wälzgetriebes 1 unter gegenseitigem Abstand angeordnet sind. In jedem Planetenträger 2a, 2b sind jeweils eine Gruppe von Bohrungen über den Umfang gleichmäßig verteilt angebracht, wobei die Achsen dieser Bohrungen parallel zu der Längsachse la des Wälzgetriebes 1 verlaufen. Die Bohrungen in den Planetenträgern 2a, 2b dienen zur Aufnahme von Tragachsen 4, die mit ihrem einen Endabschnitt in dem Planetenträger 2a drehfest und axial unverschieblich gelagert sind und mit ihrem anderen Endabschnitt in dem Planetenträger 2b axial verschieblich gelagert sind. Die Tragachsen 4 dienen zur Aufnahme einer Gruppe von Planetenrollen 3, welche mit einer kegeligen Lauffläche 3a ausgebildet sind.

Der kleinere Durchmesser jeder Planetenrolle 3 befindet sich auf der Seite des Planetenträgers 2b. Jede Planetenrolle 3 ist auf ihrer Tragachse 4 um eine Drehachse 4a parallel zur Getriebelängsachse la drehbar und axial unverschieblich gelagert. Des weiteren ist auf jeder Tragachse 4 zwischen der dort befindlichen Planetenrolle 3 und dem Planetenträger 2a ein Stirnrad 3b drehbar gelagert und drehfest mit der Planetenrolle 3 verbunden. Sämtliche Stirnräder 3b kämmen mit einem zentralen Zahnkranz 8a, welches auf einer zentralen Abtriebswelle 8 befestigt ist. Die Drehachse der Abtriebswelle 8 fällt mit der Getriebelängsachse la zusammen.

In einem festgelegten axialen Abstand zur Abtriebswelle 8 befindet sich eine zentrale Antriebswelle 7, deren Drehachse ebenfalls mit der Getriebelängsachse la zusammenfällt. Die zentrale Antriebswelle 7 trägt an ihrem der Abtriebswelle 8 zugewandten Ende eine Kegelscheibe 11, deren kleinster Durchmesser dem axialen Ende der Abtriebswelle 8 gegenüberliegt. Wesentlich ist, daß die Kegelwinkel der Kegelscheibe 11 exakt dem bei allen Planetenrollen 3 gleichen Kegelwinkel entspricht, was aufgrund der Parallelität der Achsen la und 4a zwangsläufig zur Folge hat, daß die Fallinien FL1 und FL2 der Kegelscheiben- Lauffläche lla bzw. der Planetenrollen-Lauffläche 3a exakt parallel zueinander orientiert sind. Die Falllinien FL1 und FL2 ergeben sich bei einem gedachten Schnitt der Kegelscheibe 11 bzw. jeder Planetenrolle 3 durch eine Schnittebene, welche die Getriebelängsachse la und die Drehachse 4a der jeweils betrachteten Planetenrolle 3 durchsetzt. Eine dieser Schnittebenen fällt mit der Zeichenebene von Figur 2 zusammen. In dem Raum zwischen der Kegelscheibe 11 und jeder Planetenrolle 3 befindet sich eine doppelkegelige Zwischenrolle 5, deren erste kegelige Lauffläche 5a auf der kegeligen Lauffläche 3a der zugeordneten Planetenrolle 3 abrollt und deren zweite kegelige Lauffläche 5b auf der kegeligen Lauffläche lla der Kegelscheibe 11 abrollt. Jede Zwischenrolle 5 ist um eine Drehachse 6a drehbar und axial verschieblich auf einer Lagerwelle 6 gelagert, deren linkes Ende in dem Planetenträger 2b starr befestigt ist. Die mit der Längsachse der Lagerwelle 6 identische Drehachse 6a jeder Zwischenrolle 5 ist unter einem Winkel bezüglich der parallelen Fallinien FL1 und FL2 der Kegelscheiben-Lauffläche lla bzw. der Planetenrollen-Lauffläche 3a angeordnet, und zwar vorzugsweise derart, daß sich die Drehachse 6a in der gezeichneten Position der Zwischenrolle 5 mit der Getriebelängsachse la und der Fallinie FL1 im Punkt S1 schneidet und sich andererseits mit der Drehachse 4a der zugeordneten Planetenrolle 3 und der Fallinie FL2 der Lauffläche 3a dieser zugeordneten Planetenrolle 3 im Punkt S2 schneidet. Diese in Fig. 2 gezeigte Position stellt die ideale Lage der Zwischenrollen 5 dar, in welcher keine Bohrreibung an den linienförmigen Reibkontakten der Laufflächen 5a und 3a bzw. 5b und 1 la auftritt.

Die Länge der Laufflächen 5a, 5b sowie der Durchmesser jeder Zwischenrolle 5 sind so bemessen, daß das in Figur 2 doppelt schraffiert eingezeichnete Druckfeld DF symmetrisch zu dem Mittelpunkt S3 jeder Zwischenrolle 5 ausgebildet ist. Damit können die Druckgradienten p des Druckfeldes DF kein Kippmoment auf die betreffende Zwischenrolle 5 um deren Mittelpunkt S3 ausüben.

Für die Funktion des in den Figuren 1 und 2 dargestellten Wälzgetriebes 1 ist wesentlich, daß der Planetenträger 2b mit Hilfe eines lediglich schematisch veranschaulichten Stellgliedes 2 in Richtung der Getriebelängsachse la stufenlos verstellbar ist, wobei im Falle einer Verstellung die Achsbohrungen in dem Planetenträger 2b auf den darin eingeführten Tragachsen 4 hin und her gleiten, wie durch den Doppelpfleil 2c in Figur 2 angedeutet ist. Ferner bewegen sich bei einer Verstellung des Planetenträgers 2b die in dem Planetenträger 2b befestigten Lagerwellen 6 der Zwischenrollen 5 entsprechend parallel zur Getriebelängsachse la. Der Mittelpunkt S3 jeder Zwischenrolle 5 folgt dem Schnittpunkt der jeweiligen Drehachse 6a mit der Mittelparallelen 9 zwischen den entsprechenden Fallinien FL1 und FL2. Somit bewegt sich bei einer Verstellung des Planetenträgers 2b jede Zwischenrolle 5 längs ihrer Lagewelle 6.

In der inneren Endstellung jeder Zwischenrolle 5 (mit kürzestem Abstand zum freien Ende der Lagerwelle 6) ist das Durchmesserverhältnis zwischen dem wirksamen Durchmesser der Kegelscheibe 11 und dem wirksamen Durchmesser der einzelnen Planetenrollen 3 am kleinsten, so daß bei Antrieb der Antriebswelle 7 mit einer gegebenen Antriebsdrehzahl die Drehzahl der Abtriebswelle 8 am kleinsten ist. Im umgekehrten Falle, wenn sich jede Zwischenrolle 5 in ihrer äußeren Endstellung befindet, in welcher der Abstand zwischen der Zwischenrolle 5 und dem freien axialen Ende ihrer Lagerwelle 6 am größten ist, ist das Verhältnis zwischen dem wirksamen Durchmesser der Kegelscheibe 11 und der betreffenden Planetenrolle 3 am größten, so daß bei gegebener Antriebsdrehzahl der Antriebswelle 7 die Abtriebsdrehzahl der Abtriebswelle 8 am größten ist. Man erkennt, daß sich durch stufenlose Verstellung des Planetenträgers 2b eine stufenlose Verstellung der Zwischenrollen 5 längs ihrer Drehachsen 6a und damit eine stufenlose Veränderung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes 1 erzielen läßt.

Bei der anhand der Figuren 1 und 2 beschriebenen ersten Ausführungsform des stufenlos verstellbaren Wälzgetriebes 1 sind die Drehrichtungen der Antriebswelle 7 und der Abtriebswelle 8 entgegengesetzt. Um gleichsinnige Drehrichtungen von Antrieb und Abtrieb zu erzielen, bräuchte bei der ersten Ausführungsform nach Figuren 1 und 2 lediglich die Abtriebswelle 8 festgehalten zu werden, wodurch sich der Planetenträger 2a um die Getriebelängsachse la gleichsinnig zur Antriebswelle 7 drehen würde. Im Falle einer Drehbewegung des Planetenträgers 2a dreht sich selbstverständlich auch der Planetenträger 2b gleichsinnig mit dem Planetenträger 2a.

Bei der anhand der Figuren 3 bis 7 veranschaulichten zweiten Ausführungsform des Wälzgetriebes nach der Erfindung sind lediglich zwei Getriebestufen gemäß Figuren 1 und 2 spiegelbildlich zueinander gekoppelt, wobei die Stirnräder 3b und 8a entfallen. Statt dessen sind die Planetenrollen 3 doppelkegelig ausgebildet, was sich aus der spiegelsymmetrischen Kopplung der beiden Getriebestufen gemäß Figuren 1 und 2 zwangsläufig ergibt. Des weiteren sind die Tragachsen 4 der Planetenrollen 3 nun in beiden Planetenträgern 2a, 2b drehfest und axial unverschieblich gelagert. Bei einer Verschiebung des Planetenträgers 2a mit Hilfe des Stellgliedes 2 in Richtung der Getriebelängsachse la wird daher der andere Planetenträger 2b um denselben Betrag und in der selben Richtung verstellt, was zur Folge hat, daß beide Getriebestufen der Ausführungsform nach Figuren 3 und 4 gegenläufig verstellt werden. Dies bedeutet, wie aus Fign. 5 und 6 erkennbar ist, daß sich in der linken, antriebsseitigen Getriebestufe die Zwischenrollen 5 in ihrer äußeren Endstellung befinden, wenn sich in der rechten, abtriebsseitigen Getriebestufe die Zwischenrollen 5 in ihrer inneren Endstellung befinden. Da die linke Getriebestufe von der Antriebswelle 7 angetrieben wird und die rechte Getriebestufe von den Planetenrädern 3 angetrieben wird, führt die erwähnte gegenläufige Verstellung beider Getriebestufen zu einer gleichsinnigen Multiplikation der Einzel-Übersetzungsverhältnisse der Getriebestufen. Der Drehsinn der Antriebswelle 7 stimmt daher mit dem Drehsinn der Abtriebswelle 8 in Figur 4 überein.

Bei einer Variante der zweiten Ausführungsform gemäß Figur 7 lassen sich die Drehachsen 4a der Planetenrollen 3 aus ihrer Lage parallel zur Getriebelängsachse la um einen maximalen Winkel von +a und-a schwenken (entsprechend den Achspositionen 4al und 4a2 in Fig. 7). Dies erfolgt beispielsweise dadurch, daß der Planetenträger 2a um einen entsprechenden Drehwinkel (bezogen auf die Getriebelängsachse la) gegenüber dem anderen Planetenträger 2b verdreht wird.

Die Lagerung der Tragachsen 4 ist dementsprechend freigängig auszubilden.

Infolge der Verschwenkung der Drehachsen 4a ergibt sich ein entsprechender Schräglauf zwischen den Laufflächen 3a der Planetenrollen 3 und den Laufflächen 5a der zugeordneten Zwischenrollen 5. Infolge dieses Schräglaufes verstellen sich die Zwischenrollen 5 selbsttätig und ohne Kraftaufwand längs ihrer Drehachsen 6 unter entsprechender Anderung des Getriebeübersetzungsverhältnisses. Sobald das gewünschte Übersetzungsverhältnis erreicht ist, werden die Drehachsen 4a der Planetenrollen 3 wieder in die neutrale Stellung parallel zur Getriebelängsachse la zurück bewegt. Auf diese Weise wird die Verschiebung des Planetenträgers 2a parallel zur Getriebelängsachse la erleichtert, wodurch erheblich geringere Verstellkräfte erforderlich sind. Als Stellglied 2 zur Verdrehung des Planetenträgers 2a kann gemäß Fig. 7 ein mit dem Planetenträger 2a kämmendes Stellritzel 2'mit gekoppeltem Stellmotor 2"verwendet werden.

In den Figuren 8 und 10 ist eine dritte Ausführungsform des stufenlos verstellbaren Wälzgetriebes nach der Erfindung veranschaulicht. Gegenüber den beiden ersten Ausführungsformen befinden sich bei der dritten Ausführungsform die Planetenrollen 30 nicht am Außenumfang des Wälzgetriebes 1 mit Drehachsen parallel zur Getriebelängsachse la, sondern sind sternförmig im Inneren des Wälzgetriebes 1 so angeordnet, daß ihre Drehachsen 40a senkrecht zur Getriebelängsachse la orientiert sind. Die Planetenrollen 30 sind als einfache Kegelstümpfe ausgebildet, wobei der kleinere Durchmesser jeder Planetenrolle 30 sich bezüglich der Getriebelängsachse la radial weiter außen und der größere Durchmesser jeder Planetenrolle 30 sich bezüglich der Getriebelängsachse la radial weiter innen befinden. Infolge der sternförmigen Anordnung der Planetenrollen 30 sind die Kegelscheiben 100,110 bei der Ausführungsform nach Figuren 8 und 10 in Form von Hohlkegeln ausgebildet, damit ihre kegeligen Laufflächen 100a, 1 10a dieselbe Neigung aufweisen wie die kegeligen Laufflächen 30a der Planetenrollen 30. Dies bedeutet, daß in derselben Weise wie bei den beiden ersten Ausführungsformen die Fallinien FL1 und FL2 der Laufflächen 1 10a bzw. 30a exakt parallel zueinander verlaufen.

Aufgrund der Verlagerung der Planetenrollen 30 in das Innere des Wälzgetriebes 1 und der Umbildung der Kegelscheiben 100,110 zu Hohlkegeln sind die Lagerwellen 6 der Zwischenrollen 5 im Bereich des Getriebezentrums befestigt.

Hierzu ist für jede Getriebestufe bzw. jede Gruppe von Zwischenrollen 5 eine Trägernabe 20a bzw. 20c vorgesehen, welche rotationssymmetrisch um die Getriebelängsachse la angeordnet ist. Die beiden Naben 20a, 20c sind starr miteinander verbunden, beispielsweise mit Hilfe von Verbindungsbolzen 21, wie in den Figuren 9 und 13 veranschaulicht ist. Die miteinander starr gekoppelten Trägernaben 20a, 20c lassen sich mit Hilfe des Stellgliedes 2 in Richtung der Getriebelängsachse la verschieben, wie in Figur 9 durch die Doppelpfeile 2c angedeutet ist. Die Trägernabe 20a wird von der Abtriebswelle 80 durchsetzt, welche mit dem Planetenträger 20b drehfest gekoppelt ist, der sich zwischen den beiden Trägernaben 20a und 20c befindet. Im Fall der Figuren 9 und 13 wird der Planetenträger 20b von den Verbindungsbolzen 21 zwischen den beiden Trägernaben 20a, 20b durchsetzt, so daß sich die beiden Trägernaben 20a, 20c relativ zum Planetenträger 20b in Richtung der Getriebelängsachse la verschieben können. Der beispielsweise fünfeckig (Figur 13) ausgebildete Planetenträger 20b weist in gleicher Weise wie der Planetenträger 2a in Figur 1 Bohrungen zur Aufnahme der Tragachsen 40 für die sternförmig um den Planetenträger 20b angeordneten Planetenrollen 30 auf. Der mit der Abtriebswelle 80 drehfest gekoppelte Planetenträger 20b nimmt bei seiner Drehbewegung um die Getriebelängsachse la die Verbindungsbolzen 21 zwischen den Trägernaben 20a, 20c mit, so daß sich auch die Trägernaben 20a, 20c um die Getriebelängsachse la in Richtung der Abtriebswelle 80 drehen. Die Antriebswelle 70 ist drehfest mit der rotierenden Kegelscheibe 110 verbunden, während die andere, feststehende Kegelscheibe 100 drehfest mit dem Getriebegehäuse 12 verbunden ist.

Die Kegelscheiben 100,110 weisen eine zentrische Aussparung auf, damit für die axiale Verstellung der Trägernaben 20a, 20c ausreichend Freiraum in dem Getriebe 1 vorhanden ist.

Was die Anordnung der Drehachsen 6a der Zwischenrollen 5 in Bezug auf die Fallinien FL1 und FL2 der Laufflächen 110a und 30a anbelangt, so ergeben sich bei der Ausführungsform nach Figuren 8 und 10 dieselben Verhältnisse und Schnittpunkte Sl und S2 wie bei der ersten und zweiten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes nach Figuren 1 und 3. Gleiches gilt für die Bemessung der Länge der Laufflächen 5a, 5b sowie des Radius'jeder Zwischenrolle 5 des Wälzgetriebes nach Figuren 8 und 10. Der Drehsinn der Abtriebswelle 80 ist bei der dritten Ausführungsform nach Figuren 8 und 10 derselbe wie der Drehsinn der Antriebswelle 70, d. h. es ergibt sich ein Gleichlauf von Antrieb und Abtrieb. Eine Umkehrung des Drehsinnes von Antrieb und Abtrieb läßt sich bei der dritten Ausführungsform nach Figuren 8 und 10 dadurch erzielen, daß die Kegelscheibe 100 drehbar ausgebildet wird. Das Abtriebsmoment wird dann von der drehbar ausgebildeten Kegelscheibe 100 abgenommen, wobei gleichzeitig die Abtriebswelle 80 festgehalten wird.

Bei der Ausführungsform nach Figur 10 wird die Kegelscheibe 110 durch eine rotationssymmetrisch zur Getriebelängsachse la angeordnete Tellerfeder 71 in Richtung auf die Kegelscheibe 100 vorgespannt, um eine größtmögliche Reibkraft zwischen sämtlichen Wälzkörpern des Getriebes 1 sicherzustellen. Die Tellerfeder 71 stützt sich dabei in einer Ausdrehung des Getriebegehäuses 12 gegen ein Axiallager 72 der Kegelscheibe 110 ab. Anstelle der Tellerfeder 71 kann auch eine vom Antriebsdrehmoment abhängige Vorspanneinrichtung vorgesehen werden, wie dies an sich aus dem Stand der Technik bekannt ist.

Die beiden Endstellungen der dritten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes 1 sind in den Figuren 11 und 12 veranschaulicht, wobei Figur 11 den Fall der niedrigsten Abtriebsdrehzahl bei gegebener Antriebsdrehzahl und Figur 12 den Fall der größten Abtriebsdrehzahl bei gegebener Antriebsdrehzahl veranschaulicht.

Eine weitere Möglichkeit zur Anpassung der Reibkräfte des Wälzgetriebes an das Abtriebsdrehmoment ist in Figur 13 angedeutet. Und zwar ist die Abtriebswelle 80 im Bereich des Planetenträgers 20b in Form eines Vielkantes ausgebildet, wobei die Anzahl der Kantenflächen der Anzahl der Planetenrollen 30 entspricht. Die Tragachse 40 jeder Planetenrolle 30 ist innerhalb ihrer zugeordneten Bohrung im Planetenträger 20b axial verschiebbar gelagert und stützt sich mit ihrem kugelig ausgebildeten freien Ende auf der zugeordneten Kantenfläche der dort als Vielkant ausgebildeten Abtriebswelle 80 ab. Die Stützkraft zwischen dem freien Ende jeder Tragachse 40 und der zugeordneten Kantenfläche der Abtriebswelle 80 ergibt sich aus dem Anpressdruck der Planetenrollen 30. Ferner vergrößert das Drehmoment der Abtriebswelle 80 die Keilwirkung zwischen den Kantenflächen der Abtriebs- welle 80 und den kugelförmigen freien Enden der Tragachsen 40, was wiederum zur Folge hat, daß die dazwischen bestehende Stützkraft und somit der Anpressdruck der Planetenrollen 30 gegen die Zwischenrollen 5 erhöht wird. Für einen Grundpegel des Anpressdrucks zwischen den Planetenrollen 30 und den Zwischenrollen 5 sorgen Federelemente 31, welche jeweils zwischen einem Bund 41 der Tragachse 40 und der betreffenden Planetenrolle 30 angeordnet sind und eine entsprechende Vorspannung auf die Planetenrollen 30 erzeugen. Gleichzeitig können die Federelemente 31 Ungleichförmigkeiten der Anpressdrücke ausgleichen.

Wie aus Figur 13 ferner hervorgeht, können in analoger Weise wie in Figur 7 die Drehachsen 40a der Planetenrollen 30 in einem Winkelbereich von +a und-a gegenüber der neutralen Stellung verdreht werden, um einen Schräglauf der Planetenrollen 30 auf den Zwischenrollen 5 zu bewirken. Auf diese Weise kann in Übereinstimmung mit Figur 7 die Verstellung des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes 1 die Axialverschiebung der Trägernaben 20a und 20c erleichtert werden. Die konstruktiven Einzelheiten für die Verstellung der Drehachsen der Planetenrollen 30 sind in Figur 13 nicht dargestellt.

In ähnlicher Weise wie bei den ersten beiden Ausführungsformen ist es auch im Falle der dritten Ausführungsform nach Figuren 8 bis 12 möglich, nur die Hälfte der spiegelsymmetrisch aufgebauten dritten Ausführungsform zu verwenden.

Diese einstufige Ausbildung ist als vierte Ausführungsform der Erfindung in den Figuren 14 und 15 dargestellt. In analoger Weise zu Figur 1 sind bei dieser vierten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes die kegelförmigen Planetenrollen 30 über eine starr gekoppelte Kegelradverzahnung 30b, 80a mit der Abtriebswelle 80 gekoppelt.

Eine fünfte Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes ist anhand der Figuren 16 und 17 veranschaulicht. Im Unterschied zur dritten Ausführungsform nach Figuren 8 und 10 sind bei der fünften Ausführungsform nach Figuren 16 und 17 die Laufflächen 100a und 110a der Kegelscheiben 100 bzw. 110 nicht als gerade Kegelflächen, sondern als gekrümmte Kegelflächen ausgebildet. In gleicher Weise sind auch die Laufflächen 30a der Planetenrollen 30 als gekrümmte Kegelflächen ausgebildet. Dazu passend sind die Laufflächen 5a und 5b jeder doppelkegel-förmigen Zwischenrolle 5 ebenfalls als gekrümmte Kegelflächen ausgeführt. Infolge der Krümmung aller Kegelflächen bewegt sich der Mittelpunkt S3, welcher konzentrisch zu den Krümmungsflächen der zugeordneten Planetenrolle 30 und der zugeordneten Kegelscheibe 100 bzw. 110 verläuft, auf einer Kreisbahn 90. Damit jede Zwischenrolle 5 der Kreisbahn 90 folgen kann, ist ihre Lagerwelle 6 in der zugeordneten Trägernabe 20a bzw. 20c schwenkbar gelagert.

Um minimale Bohrreibung zu erreichen, ist es bei der Ausführungsform nach Figuren 16 und 17 erforderlich, daß die Schnittpunkte S l und S2 der Drehachse 6a jeder Zwischenrolle 5 mit den Fallinien FL1 und FL2 einerseits auf der Getriebelängsachse la und andererseits auf der Drehachse 40a der zugeordneten Planetenrolle 30 innerhalb ihres Schwenkbereichs näherungsweise zu liegen kommen. Daraus ergibt sich konstruktiv eine Beschränkung der Anzahl der Planetenrollen 30 auf zwei diametral gegenüberliegende Planetenrollen 30. Bei einer an sich möglichen Vergrößerung der Anzahl der Planetenrollen 30 gemäß Figuren 16 und 17 muß eine höhere Bohrreibung in Kauf genommen werden.

Gegenüber den Ausführungsformen mit geraden Kegelflächen ist bei der Ausführungsform nach Figuren 16 und 17 die geringe Bohrreibung annähernd gleichbleibend über den gesamten Verstellbereich vorhanden. Ferner lassen sich die Verstellkräfte über eine Schwenkbewegung der Lagerwellen 6 der Zwischenrollen 5 einleiten, was geringere Verstellkräfte erfordert.

Eine sechste Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wälzgetriebes ist anhand der Figuren 18 und 19 veranschaulicht. Im Unterschied zur zweiten Ausführungsform nach Figuren 3 und 4 sind bei der sechsten Ausführungsform nach Figuren 18 und 19 die Laufflächen lOa, l la der Kegelscheiben 10,11 und di Laufflächen 3a der außenliegenden Planetenrollen 3 nicht konvex, sondern konkav ausgebildet. Die Lage und Befestigung der Lagerwellen 6 für die Zwischenrollen 5 ist entsprechend dieser Änderung der Laufflächenneigung in der Weise angepaßt, daß die Lagerwellen nicht mehr in den Planetenträgern 2a, 2b wie in Fig. 3, sondern nunmehr in den Tragachsen 4 der Planetenrollen 3 befestigt sind. Die Tragachsen 4 in Figuren 18 und 19 weisen im Vergleich zu den Tragachsen 4 in Figuren 3 und 4 einen wesentlich größeren Durchmessen auf. Die Planetenrollen 3 in Figuren 18 und 19 weisen ebenfalls einen wesentlich größeren Durchmesser als die Planetenrollen 3 in Figuren 3 und 4 auf und stützen sich gegenüber der Tragachse 4 mit ihrer äußeren Mantelfläche auf einem zentralen Wälzkörper 22 ab, welcher koaxial zur Getriebelängsachse la angeordnet ist. Zur besseren Führung der Planetenrollen 3 auf dem zentralen Wälzkörper 22 weisen die äußeren Mantelflächen der Planetenrollen 3 eine abgestufte Eindrehung auf, in welche der zentrale Wälzkörper 22 mit seinem gegenläufig zum Profil der Eindrehung gestalteten Außenprofil eingreift. Die Kegelscheiben 10,11 sind über eine Welle 7 miteinander verbunden, die koaxial zur Getriebelängsachse la angeordnet ist und den Wälzkörper 22 trägt. Der Drehzahlunterschied zwischen den Kegelscheiben 10 und 11 wird durch ein Ausgleichslager 23 ausgeglichen, welches im gezeigten Beispielsfalle zwischen dem rechten axialen Ende der Welle 7 und der Kegelscheibe 10 angeordnet ist. Der Vorteil der Ausführungsform nach Figuren 18 und 19 besteht in den verhältnismäßig großen Wirkdurchmessern bei den Kegelscheiben 10,11 und den Planetenrollen 3. Zudem ergeben sich durch die konkaven Laufflächen 10a, lla und 3a eine breite Kontaktlinie zu den Zwischenrollen 5, woraus eine erhöhte Leistungsfähigkeit des Getriebes resultiert.