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 10 ⁸ - 10 ⁹ 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.