Beschreibung

Die vorliegende Erfindung ist ein mechanisches Getriebe, das formschlüssig und stufenlos Drehzahlen und Drehmomente insbesondere für Werkzeugmaschinen, Baumaschinen und Fahrzeuge aller Art von einer Antriebswelle auf eine

Abtriebswelle überträgt.

Aus dem Stand der Technik sind stufenlose Getriebe seit langem bekannt. Im

Gegensatz zu konventionellen Schaltgetrieben ermöglichen sie zu jederzeit die Wahl des optimalen Übersetzungsverhältnisses, um die bestmögliche

Leistungsübertragung bzw. Effizienz zu erreichen. Weit verbreitet sind z.B.

Umschlingungsgetriebe mit verstellbaren Kegelscheiben die innerhalb eines fest definierten Bereichs, der durch den Minimal- und Maximaldurchmesser der

Kegelscheiben bestimmt wird, voll variable Übersetzungsverhältnisse zulässt. Da bei diesen Getrieben die Abtriebswelle grundsätzlich im Verhältnis zur kleinstmöglichen Übersetzung dreht, ist nach wie vor eine Anfahrtskupplung nötig. Man spricht bei dieser Art von Getrieben von CVT-Getrieben (continous variable transmission). Zu der Gruppe der CVT-Getriebe gehört z.B. auch das bekannte Nuvinci-Getriebe (DE201310012160), das durch die Verstellung der Achsenneigung von

gegeneinander laufenden Stahlkugeln variable Übersetzungsverhältnisse erzeugen kann. Ebenso wie bei den Umschlingungsgetrieben ist die Kraftübertragung nur kraftschlüssig und lässt damit nur geringe Drehmomente zu.

Auch bekannt sind stufenlose Getriebe, die als Kombination von Planenten- bzw. Differentialgetrieben konstruiert sind, die zwei Antriebswellen zu einer Abtriebswelle zusammenfassen, wobei einer der Antriebe das Antriebsdrehmoment einspeist und der andere quasi als Erreger durch Abbremsen das Übersetzungsverhältnis definiert. Bei diesen Konstruktionen sorgt das Abbremsen für einen niedrigen Wirkungsgrad.

Unendlich variable Getriebe, auch IVT-Getriebe (infinitly variable transmission) genannt, lassen auch Übersetzungsverhältnisse zu, bei denen die Abtriebswelle bei drehender Antriebswelle zum Stillstand kommen kann. Im besten Falle ermöglichen IVT-Getriebe auch die Umkehr der Drehrichtung, um sowohl auf eine Kupplung als auch auf ein Umkehrgetriebe verzichten zu können.

IVT Getriebe weisen meist einen mittigen verstellbaren Exzenter auf, der

Sperrklinken auf einen äußeren Sperrklinkenring drückt und diesen je nach

Exzentrizität mehr oder weniger bewegt. Als ein solches Getriebe sei z.B. DE 103 46 894 B3 genannt. Die Getriebe der vorgenannten Art übertragen die Drehmomente zwar formschlüssig und lassen damit auch die Übertragung hoher Drehmomente bei geringem Reibungsverlust zu, haben aber prinzipbedingt den Nachteil das sie nicht homokinetisch sind. Der Gleichlauf dieser Getriebe wird durch die Anzahl der Sperrklinken, Hebel- oder Schubelemente bestimmt. Je mehr Elemente, desto besser der Gleichlauf, da aber die Anzahl der Elemente endlich ist, werden diese Getriebe nicht homokinetisch sein können. Getriebe nach obengenannten

Konstruktionsprinzip eignen sich weniger für schnelllaufende Getriebe, da sich verstellbar exzentrische Elemente und die Vielzahl der radial angeordneten

Schubelemente schlecht wuchten lassen.

Ausgehend vom Stand der Technik ist es Ziel der der vorliegenden Erfindung ein unendlich kontinuierlich stufenloses Getriebe zur Verfügung zu stellen, das große Drehmomente reibungsarm, formschlüssig, homokinetisch und vibrationsarm überträgt.

Realisiert wird die Aufgabenstellung durch ein Umlaufrädergetriebe ähnlich eines Planetengetriebes. Fig. 1 zeigt eine Schnittansicht und Fig. 3 eine

Explosionszeichnung einer Ausführungsform des Getriebes nach Erfindung. In einem Hohlrad 2, dass erfindungsgemäß über eine Bahnkurve 2b, als Zylinderkurve oder Scheibenkurve, und einem Zahnradsegment als Innen- oder Außenverzahnung 2a verfügt, befinden sich zwei oder mehr gestellfeste Planetenelemente 4, die formschlüssig mit einem schrägverzahnten Sonnenrad verbunden sind.

Die Bahnkurve 2b auf dem Hohlrad 2 ist eine mit sich selbst verbundene, unendliche Kurve, deren Abwicklung über einen auf- oder absteigenden linearen Abschnitt A (Fig. 6) verfügt, der optimaler Weise größer als die Hälfte des Umfangs des Hohlrad ist. Die Segmentierung der Innen- oder Außenverzahnung 2a ist so bemessen, dass eine formschlüssige Kraftübertragung der Planetenelemente 4 mit ihren Zahnrädern 4a nur im Segment der Linearität A der Bahnkurve gegeben ist. Im nichtlinearen Teil B, der im folgenden Rückholsegment genannt wird, findet kein Formschluss zwischen den Planetenelementen 4 und dem Hohlrad statt - die Planetenelemente 4 können sich im Segment B gegenüber dem Hohlrad 2 frei bewegen.

Das Planetenelement 4 besteht aus einem mit einer Welle fest verbundenem

Stirnrad 4a und einem auf der Welle drehfest gekoppelten aber axial verschiebbaren Stirnrad 4b. Das Stirnrad 4a kann schräg- oder gerade verzahnt sein und ist axial auf der Ebene der Segmentverzahnung 2a des Hohlrades 2 fixiert. Das mit der Welle 4 verbundene Stirnrad 4b ist schrägverzahnt und kann axial gegenüber dem

schrägverzahnten Sonnenrad auf und ab bewegt werden. Die Höhe der Verzahnung 1a des Sonnenrades 1 ist der der axialen Verschiebbarkeit des Stirnrades 4b angemessen. Je nach Verzahnung - links oder rechtssteigend - und Steigung bewirkt die axiale Verschiebung des Stirnrades 4b gegenüber dem Sonnenrad eine Beschleunigung oder Abbremsung der Drehbewegung von Welle 4.

Die axiale Bewegung jedes Stirnrades 4b eines Planetenelements 4 wird von je einer Gondel 7 bestimmt, die durch je ein Hebelmechanismus (Fig.7) mit der Bahnkurve 2b des Hohlrades 2 linear verbunden ist. Dabei ist ein Hebel 6 mittig 3a gelagert und außenseitig durch einen Abnehmer 5 mit der Bahnkurve 2b des Hohlrades

verbunden. Der Hebel 6 kann sowohl radial zur Hauptachse des Getriebes als tangential ausgerichtet sein.

Auf dem Hebel 6 verschiebbar angeordnet ist die Drehachse 8a des

Verbindungsglieds zur Gondel, die das Stirnrad 4b axial auf der Welle auf und ab bewegt. Ein Führungselement 8 hält dabei die vertikale Bewegung der Drehachse 8a parallel zur Mantelfläche der Bahnkurve 2b. Das Führungselement ist dabei selbst parallel zur mittigen Lagerung des Hebels zu verschieben. Ist die Drehachse 8a dabei deckungsgleich mit der Mittelachse 3a des Hebels 6 bewegt sich die Gondel 7 nicht. Bei Verschiebung des Führungselement 8 vom Mittelpunkt 3a weg in Richtung des Abnehmer 5 bewegt sich die Drehachse 8a mit zunehmender Amplitude synchron zur Bahnkurve 2b. Verschiebt sich das Führungselement vom Mittelpunkt in entgegengesetzter Richtung bewegt sich die Drehachse 8a genau gegenläufig mit zunehmender Amplitude zur Bahnkurve 2b.

Jedes Planetenelement 4 besitzt ein Führungselement 8. Die Führungselemente sind über eine Mechanik (Fig. 2) derart verbunden, dass sie mit einer Einstellschraube 9 jeweils den gleichen Abstand von Mittelachse 3a des Flebel 6 und der Drehachse 8a aufweisen. Zustand D in Fig. 2 zeigt beispielsweise Einstellung für die maximale Amplitude der Drehachse 8a, Zustand E zeigt die Mittelstellung in der Mittelachse 3a und Drehachse 8a deckungsgleich sind und Zustand F generiert die maximale Amplitude der Drehachse 8a gegenläufig zur Bahnkurve 2b.

Die vorgenannte erfindungsgemäße Mechanik sorgt dafür, dass sich im Bereich A der Bahnkurve mit linearer Steigung (Fig. 5 und Fig. 6) die Drehachse 8a und damit auch die Gondel 7 und das von ihr geführte Stirnrad 4b in Abhängigkeit der Stellung des Führungselement 8 linear zur Rotation des Flohlrades 2 auf oder ab bewegen. Jedes Grad Rotation des Flohlrades 2 führt im Bereich A der Bahnkurve zur genau gleichen vertikalen Bewegung des schrägverzahnten Stirnrades 4b auf der Achse 4. Im Bereich B der Bahnkurve (Fig. 5 und Fig. 6) ist das Planetenelement 4 nur noch formschlüssig mit der Abtriebswelle 1 verbunden, gegen die Antriebswelle 2 ist die Welle 4 dann freilaufend. Das ermöglicht die verspannungsfreie axiale Rückführung vom Stirnrad 4b analog der Kurve B zum Startpunkt des linearen Abschnitts A.

Ist das Führungselement 8 in Mittelstellung (Zustand E in Fig.2), die Achse 3a des Flebels ist also deckungsgleich mit der Drehachse 8a, verhält sich das

erfindungsgemäße Getriebe beinahe wie ein normales Umlaufrädergetriebe. Bei Rotation des Antriebs bzw. des Flohlrads 2 wird im Segment der Verzahnung 2a mindestens ein Umlaufelement 4 im Verhältnis der Verzahnung angetrieben. Die Rotation wird durch das auf der Welle 4 drehfestangeordnete Stirnrad 4b auf das schrägverzahnte Sonnenrad bzw. den Abtrieb im Verhältnis der Verzahnung von Stirnrad 4b und Sonnenrad übertragen. Das erfindungsgemäße Getriebe befindet sich jetzt in seiner Grundübertragung.

Verschiebt man die Führungselemente 8 weg von der der Mittelachse 3a beginnen sich die Stirnräder durch die erfindungsgemäße Mechanik vertikal zu bewegen. Im Bereich des Formschlusses mit dem Hohlrad 2 durch das Zahnradsegment 2a bewegen sich alle Stirnräder 4b mit gleicher Rotationsgeschwindigkeit und auch axial zum Sonnenrad in gleicher Richtung und Geschwindigkeit. Die axiale

Bewegungskomponente der Stirnräder 4b im Bereich A (Fig. 5) muss das Sonnenrad je nach Steigungsrichtung von Stirnrad 4b und Sonnenrad entweder durch

Beschleunigung oder Verlangsamung kompensieren - es kommt zu einer

Veränderung des Übersetzungsverhältnisses, die durch die Amplitude der Stirnräder 4b und der Steigung der Schrägverzahnung von Sonnenrad und Stirnräder bestimmt werden.

Mit dem erfindungsgemäßen Getriebe können sich bei entsprechender Steigung der Schrägverzahnung 1 a und 4b und entsprechender Grundübersetzung, also den Verzahnungsverhältnissen von Antriebswelle 2, Planetenelementen 4 und

Abtriebswelle 1 , bei maximaler Amplitude der Stirnräder die

Bewegungskomponenten, die sich aus normaler Rotation der Planetenelemente und der axialen Verschiebung der Stirnräder 4b ergeben, kompensieren bzw.

überkompensieren. Somit kann das erfindungsgemäße Getriebe so ausgelegt werden, das zwischen einem festen Übersetzungswert in einer Übertragungsrichtung beliebig ins Langsame oder auch in die Gegenrichtung untersetzen kann, so dass sich die angetriebene Welle dreht, während die abgetriebene Welle steht.

Durch die axiale Bewegung des Stirnrades 4b gegen die Innen- oder

Außenverzahnung 1 a der Abtriebswelle 1 kommt es im Gegensatz zu ebenentreuen Paarung zweier Zahnräder zu erhöhter Reibung, was, ähnlich wie bei

Schneckengetrieben, zu einem ungünstigeren Wirkungsgrad des Getriebes führt.

Um den Wirkungsgrad des erfindungsgemäßen Getriebes zu verbessern, bewegt in einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform die axiale Bewegungskomponente, die durch die erfindungsgemäße Mechanik, bestehen aus Bahnkurve 2b, Abnehmer 5, Hebel 6 und Führungselement 8 erzeugt wird, eine Gondel 7 mit innenliegender Spindel 12 (Fig. 8 und Explosionszeichnung Fig. 9). Jede Spindel 12 besitzt eine (eingängig) oder mehrere (mehrgängig) wendelartige Bahnkurven 15, die

abgewickelt gleiche lineare Steigung aufweisen. Auf der Welle 4 sind ein oder mehrere Montagepunkte 13, in die Führungselemente 14 montiert sind, die genau in die Bahnkurve 15 möglichst spielfrei eingreifen. Zur Reduzierung der Reibung der Führungselemente gegen die Bahnkurve 15 sind die Führungselemente 14

vorteilhafterweise mit reibungsarmen Lagern ausgestattet. Bei dieser

Ausführungsform des erfindungsgemäßen Getriebes ist das Planetenelement 4 zweigeteilt: Es besteht aus der Welle 4 mit Stirnrad 4a und einer gegen Welle 4 rotierbaren Welle 10 mit gerade- oder schrägverzahntem Stirnrad 10a, das axial in einer Ebene mit der Außen- oder Innenverzahnung 1 a des Abtriebes 1 fixiert ist.

Die Spindel 12 ist durch Führungen 10b und 11 drehfest mit der Welle 10 verbunden, kann aber auf der Welle 10 axial verschoben werden.

Ist bei obengenannter Ausführungsform das Führungselement 8 in Mittelstellung (Zustand E in Fig.2), die Achse 3a des Hebels ist also deckungsgleich mit der Drehachse 8a, wird die Spindel bei Rotation des Antriebs 2 axial nicht verschoben. In diesem Zustand wird die Rotation von Welle 4 durch das Führungselement 14 auf die Spindel 12 und wiederrum durch die Führungen 10b formschlüssig und gleichförmig auf die Welle 10 übertragen.

Befinden sich die Führungselemente nicht auf der Mittelachse 3a (Zustand Richtung D oder F), bewegt sich die Spindel 12 axial zur Welle 4 und 10. Im Bereich des Formschlusses (Bereich A Fig. 5 und Fig 6.) mit dem Antrieb ist die axiale Bewegung dann linear und gleichförmig. Jedes Grad Rotation des Antriebes 2 führt im Bereich A der Bahnkurve zur genau gleichen axialen Bewegung der Spindel 12 auf der Welle 4. Dabei verdreht sich die Spindel 12 zur Welle 4 abhängig eigenen axialen Bewegung und der Steigung von Bahnkurve 15. Die Rotationsbewegung von der Spindel 12 gegen Welle 4 addiert oder subtrahiert sich von/zu der Rotation von Welle 4 und wird als Summe auf Welle 10 durch die Führungen 10b übertragen. Je nach Amplitude der Bahnkurve 2b, Stellung des Führungselement 8, der Länge des Hebels 6 und der Steigung der Bahnkurve 15 lassen sich mit der beschriebenen Ausführungsform des erfindungsgemäßen Getriebes unendlich viele Übersetzungsverhältnisse darstellen.

Mit der vorliegenden Erfindung wird ein kompaktes, rotationssymetrisches Getriebe bereitgestellt, dass formschlüssig, stufenlos und homokinetisch unendliche viele Übersetzungsverhältnisse zulässt. Durch die besondere Ausführungsform mit Spindel 12 erreicht das erfindungsgemäße Getriebe Wirkungsgrade, die denen der üblichen Handschaltgetriebe ähnlich sind.

Der rotationssymetrische Aufbau und die sich gegenseitig aufhebenden Kräfte der Planetenelemente ermöglichen eine gute Wuchtbarkeit des Getriebes, sodass sich das erfindungsgemäße Getriebe vibrationsarm und schnelllaufend einsetzen lässt.

Bezugszeichenliste

1 Getriebegehäuse/Getriebe Abtriebswelle

1a Verzahnung Abtriebswelle

2 Antrieb

2a Segmentverzahnung

2b Bahnkurve

2c Antriebswelle

3 Nabe

3a Mittelachse

4 Welle/ Umlauf-/ Planetenelement

4a Stirnrad

4b schrägverzahntes Stirnrad

4c Hauptgetriebeachse

5 Abnehmerelement

6 Hebel/ Wippe

7 Führungselement/Gondel

8 Führungselement

9 Einstellschraube für Führungselemente

10 Welle/ Umlauf-/ Planetenelement

10a Stirnrad

10b Führung

11 Gegenführung

12 Spindel

13 Befestigungspunkt

14 Führungselement

15 Bahnkurve

A linearer Bereich der Bahnkurve

B Rückstellbereich der Bahnkurve

D Feststellelement im Zustand maximaler gleichläufiger Amplitude

E Feststellelement in Mittelstellung

F Feststellelement im Zustand maximaler gegenläufiger Amplitude