Steuereinrichtung an einem stufenlos verstellbaren Kegelscheibengetriebe Die Erfindung betrifft eine Weiterausbildung der im Patentanspruch des Hauptpatentes umschriebenen Steuereinrichtung an einem stufenlos verstellbaren Kegelscheibengetriebe, das wenigstens eine mechani sche Anpresseinrichtung aufweist, durch welche mittels für die beiden möglichen Drehmomentrichtungen gegensinnig ansteigender, schraubengangförmiger Kur venbahnen veränderlicher Steigung die zur Reibkraft übertragung notwendigen axialen Anpresskräfte erzeugt werden,
deren Grösse sowohl vom Drehmoment an der betrachteten Getriebewelle als auch von der Über setzung des Getriebes abhängig ist.
Die bei solchen Getrieben verwendeten, an sich bekannten Anpresseinrichtungen arbeiten in der Weise, dass das an der Getriebewelle herrschende Drehmo ment von den schraubengangförmig ansteigenden Kur venbahnen einer mit der Welle drehfest verbundenen Kurvenmuffe über z. B. Rollkörper, z. B. Kugeln, auf gleichartig ausgebildete Kurvenbahnen in der Nabe der axial beweglichen Kegelscheibe übertragen wird, wobei gleichzeitig eine axiale Anpresskraft entsteht, die dem an der Welle herrschenden Drehmoment proportional ist. Der Proportionalitätsfaktor ist hierbei bestimmt durch den jeweiligen örtlichen Neigungswinkel in dem Punkt der Kurvenbahnen, in welchem die Rollkörper zur Anlage kommen.
Bei weitester axialer Verschie bung der beweglichen Kegelscheibe liegen die Roll- körper im Kurvengrund der Kurvenbahnen. Wird die bewegliche Kegelscheibe axial verschoben, um eine Übersetzungsänderung des Getriebes herbeizuführen, dann werden die zusammenarbeitenden Kurvenbahnen an der Kegelscheibe und der Kurvenmuffe gegenein ander in Umfangsrichtung verdreht und die Rollkörper laufen an den Kurvenbahnen hoch.
Da die Kurven bahnen veränderliche Steigung haben, ändert sich hier bei der Proportionalitätsfaktor der Umsetzung des Drehmoments in die axiale Anpresskraft. Auf diese Weise lassen sich die Anpresskräfte der jeweiligen Dreh momentbelastung und der jeweiligen Übersetzung des Getriebes in der Weise anpassen, dass sie immer die für die Reibkraftübertragung notwendige, aber auch aus reichende Grösse haben.
Ändert sich bei gleichbleibender Drehrichtung die Drehmomentrichtung, z. B. bei einem Kraftfahrzeug getriebe dadurch, dass der Motor nicht mehr über das Getriebe das Fahrzeug antreibt (wie bei der Bergfahrt), sondern das Fahrzeug über das Getriebe den Motor antreibt (wie bei der Talfahrt mit Motorbremsung), dann müssen bei den beschriebenen Anpresseinrich- tungen die Rollkörper, welche den Kraftschluss zwi schen den zusammenarbeitenden Kurvenbahnen her stellen, nunmehr an gegensinnig ansteigenden Kurven bahnen zur Anlage kommen, was je nach der einge stellten Übersetzung des Getriebes mehr oder minder grosse Umschlagwege für die Rollkörper bedeutet.
Damit bei diesem Vorgang die Rollkörper nicht von den Kurvenbahnen abheben, ist die Kurvenmuffe in bekannter Weise auf der Getriebewelle axial verschieb bar und steht unter der Wirkung einer Druckfeder, welche die Kurvenmuffe gegen die Reibscheibe drückt, so dass die Rollkörper an den Kurvenbahnen in Anlage gehalten werden, wenn sie sich auf den bisher verwen deten Kurvenbahnen bis zum Kurvengrund abwärts bewegen. Wenn sich die Rollkörper dann auf den gegensinnig ansteigenden Kurvenbahnen wieder auf wärts bis zum neuen Arbeitspunkt bewegen, wird die Kurvenmuffe gegen die Kraft der Druckfeder wieder in ihrer Ausgangslage (normale Betriebslage) zurück gedrückt, in der sie sich in axialer Richtung gegen einen Wellenbund oder dergleichen abstützt.
Trotz der hierbei stark ansteigenden Federkraft der Druckfeder treten bei schnellen Drehmomentwechseln schlagartige Beanspruchungen auf, sobald die Kurven muffe an den axialen Wellenbund anschlägt, während unmittelbar vorher nicht immer die erforderlichen Anpresskräfte vorhanden sind.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die obengeschilderten Nachteile der verwendeten Anpress- einrichtung zu vermeiden und einen stossfreien Um schlag der Anpresseinrichtung beim Drehmomenten wechsel und während dieses Vorgangs ausreichend hohe Anpresskräfte sicherzustellen.
Diese Aufgabe wird gemäss der Erfindung dadurch gelöst, dass die einen Teil der Anpresseinrichtung bil dende Kurvenmuffe, die drehfest, aber axial gegen die Wirkung einer Druckfeder verschiebbar auf der Ge triebewelle angeordnet und jeweils gegen einen An schlag in axialer Richtung einseitig abgestützt ist, als Dämpfungskolben ausgebildet ist, der einen mit der Getriebewelle umlaufenden Dämpfungszylinderraum von einem ebenfalls umlaufenden Druckraum trennt, in welchem durch die Druckflüssigkeit die auf die be wegliche Kegelscheibe wirkenden belastungsabhängi gen Steuerkräfte erzeugt werden, und dass im Dämp- fungskolben einseitig wirkende Drosselventile ange ordnet sind,
welche beim Wechsel der Drehmomenten richtung während der Verschiebung der Kurvenmuffe im Sinne der Kraftrichtung der Druckfeder der Druck flüssigkeit freien Durchtritt vom Druckraum in den Dämpfungszylinderraum gestatten, während der sich anschliessenden, entgegengesetzten Verschiebung der Kurvenmuffe aber die Druckflüssigkeit zwingen, durch Drosselbohrungen aus dem Dämpfungszylinderraum in den Druckraum zurückströmen.
Durch die erfindungsgemässen Massnahmen kann sich die Kurvenmuffe beim Drehmomentenwechsel schnell und ohne nennenswerten Widerstand unter der Wirkung der Druckfeder gegen die bewegliche Kegel scheibe hin bewegen und dabei z. B. die Rollkörper der Kurvenbahn entlang in den Kurvengrund führen und in Anlage halten, während ihre Rückwärtsbewegung ausserordentlich stark gedämpft ist, weil die Druck flüssigkeit aus dem Dämpfungszylinderraum jetzt nur noch durch die Drosselbohrungen in den Druckraum zurückströmen kann.
Durch diese Dämpfung wird während dieses Teils des Umschlagvorgangs die An- presskraft, die von der Anpresseinrichtung erzeugt wird, sehr stark erhöht und die Kurvenmuffe legt sich am Ende ihrer Bewegung praktisch ohne Stoss z. B. an einem Wellenbund an.
Eine zweckmässige Ausgestaltung der erfindungs gemässen Einrichtung besteht darin, dass der als einseitig offener, mit der Getriebewelle axial unverschiebbar verbundene Dämpfungszylinder zugleich als feststehen der Teil des Druckraumes zur Erzeugung der hydrauli schen Steuerkräfte dient, dessen beweglicher Teil durch die axial verschiebbare Kegelscheibe und einen zylin drischen Flansch gebildet ist, der im oder auf dem Dämpfungszylinder verschiebbar gelagert ist.
Die im Dämpfungskolben angeordneten, einseitig wirkenden Drosselventile können in verschiedener Weise gestaltet werden. Es hat sich bewährt, im Dämp- fungskolben eine Reihe von Durchgangsbohrungen grossen Querschnitts, die auf der Seite des Dämpfur:gs- zylinderraumes durch eine federbelastete, kreisring förmige Ventilplatte abgedeckt sind, und im Dämp- fungskolben oder der Ventilplatte Drosselbohrungen mit kleinem Querschnitt anzuordnen.
Bei einer anderen Ausführungsform ragen in die Drosselbohrungen des Dämpfungskolbens oder der Ventilplatte fest mit dem Dämpfungszylinder verbundene, sich verjüngende Drosselnadeln hinein, welche bei einer Verschiebung der Kurvenmuffe gegen die Kraftrichtung der Druck feder den Durchflussquerschnitt der Drosselbohrungen laufend verkleinern.
Eine weitere zweckmässige Aus bildung des Drosselventils wird dadurch erhalten, dass in einer Ringnut des mit Drosselbohrungen versehenen Dämpfungskolbens ein gegen Federwirkung axial ver schiebbarer Kolbenring angeordnet ist, der bei einer Verschiebung der Kurvenmuffe in der Kraftrichtung der Druckfeder gegenüber dem Kolben zurückbleibt und dadurch in der Ringnut angeordnete, in den Dämp- fungszylinderraum mündende Durchgangsbohrungen freigibt, während er diese Durchgangsbohrungen bei entgegengesetzter Verschiebung der Kurvenmuffe ver schliesst.
Die erfindungsgemässe Einrichtung kann sowohl bei Getrieben, die nur an einer Welle eine solche An- pressrichtung aufweisen, wie auch bei solchen, die an beiden Wellen Anpresseinrichtungen tragen, Verwen dung finden.
Besonders vorteilhaft lässt sich die erfindungsge mässe Einrichtung bei solchen Getrieben anwenden, bei denen die belastungsabhängige hydraulisch erzeugte Steuerkraft in ihrer Höhe u. a. von der Stellung einer der beweglichen Kegelscheiben abhängig ist. Sobald während des Umschlagvorgangs mangels ausreichen der Anpressung sich die bewegliche Scheibe in Rich tung auf die Kurvenmuffe zubewegt, wird bei diesen Getrieben sofort die Steuerkraft ganz wesentlich erhöht, weil bei einer scheibenwegabhängigen Regelung der Steuerkräfte ganz geringe Verschiebebewegungen der Kegelscheibe ausserordentlich steile Druckanstiege im Druckraum zur Folge haben, die dafür sorgen, dass die Kegelscheibe ihre einmal eingestellte Lage beibehält.
Die Steuerkräfte, die bei solchen Getrieben, wie sie im Hauptpatent im einzelnen beschrieben sind, sowohl auf der Antriebsseite als auch auf der Abtriebsseite erzeugt werden können, unterstützen somit beim Drehmomentenwechsel die Wirkung der erfindungs gemässen Steuereinrichtung beim Umschlag der Kur venmuffe jeweils dort, wo eine höhere Anpressung erforderlich ist.
Auf der Zeichnung sind Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes dargestellt, und zwar zeigen Fig. 1 den Längsschnitt durch die beiden Wellen eines Kegelscheibenumschlingungstriebes mit einer er findungsgemässen Einrichtung, teilweise in schemati scher Darstellung, Fig. 2 einen der Fig. 1 entsprechenden Längsschnitt durch einen Scheibensatz eines solchen Getriebes in einer geänderten Ausführungsform, Fig. 3 und 4 zeigen eine erste Ausführungsform des in Fig. 1 und 2 dargestellten Drosselventils in zwei Arbeitsstellungen,
Fig. 5 einen Teillängsschnitt durch eine weitere Ausführungsform, Fig. 6 und 7 Teilschnitte durch das Drosselventil gemäss Fig. 5 in zwei Arbeitsstellungen, Fig. 8 einen Teilschnitt durch einen Scheibensatz mit einer dritten Ausführungsform des Drosselventils und Fig. 9 und 10 Teillängsschnitte durch das Drossel ventil nach Fig. 8 in zwei Arbeitsstellungen.
Beim Kegelscheibenumschlingungsgetriebe nach Fig. 1 ist auf zwei parallelen Wellen 1 und 2 je ein Ke- gelscheibenpaar 3/4 und 5/6 gelagert. Die Kegelschei ben 3 und 5 sind drehbar und axial verschiebbar auf den zugehörigen Wellen 1 und 2 gelagert. Die Kegel scheiben 4 und 6 sind mit den Kegelscheiben 3 und 5 drehfest aber axial verschiebbar verbunden und über Längslager 7 bzw. 8 gegen die Wellen 1 bzw. 2 in axialer Richtung abgestützt. Zwischen den Kegel scheibenpaaren 3/4 und 5/6 läuft ein endloser Zug mittelstrang 53.
Die Kegelscheiben 3 und 5 tragen auf den Stirnseiten ihrer Naben 9 und 10 Kurvenbahnen 11 und 12, die unter Vermittlung von Wälzkörpern 13 bzw. 14 mit Kurvenbahnen 15 bzw. 16 zusammenarbei ten, die auf der Stirnseite je einer mit den Wellen 1 bzw. 2 fest verbundenen Kurvenmuffe 17 bzw. 18 angeord net sind. Die Kurvenmuffen sind axial verschiebbar auf den Wellen angeordnet und durch eine Druckfeder 19 bzw. 20 abgestützt. In der Normallage legen sich die Kurvenmuffen 17 und 18 mit ihren den Kurvenbahnen gegenüberliegenden Stirnflächen 21, 22 gegen einen Anschlag 23 und 24 und sind damit an weiterer axialer Verschiebung gehindert, wie dies bei der Kurvenmuffe 18 gezeichnet ist. Die Kurvenmuffe 17 dagegen ist in der Stellung gezeichnet, die sie beim Drehmomenten wechsel einnimmt.
Sie ist durch die Kraft der Druck feder 19 gegen die Kegelscheibe 3 verschoben worden und hat die Rollkörper 13 an den tiefsten Punkt der Kurvenbahnen 11 und 15 geführt.
Auf den Wellen 1 und 2 ist auf der Seite der beweg lichen Kegelscheiben 3 bzw. 5 je ein Dämpfungszylin- der 25 und 26 angeordnet, der sich gegen einen Bund der Welle in axialer Richtung abstützt und zugleich auch die Anschläge 23 und 24 für die Kurvenmuffen 17 und 18 bildet.
Die Kurvenmuffen 17 und 18 sind als Dämpfungskolben 27 bzw. 28 ausgebildet und trennen den Dämpfungszylinderraum 29 bzw. 30 von einem Druckraum 31 bzw. 32, der einerseits durch den Dämp- fungszylinder 25 bzw. 26 und anderseits durch die be wegliche Scheibe 3 bzw. 5 und einen an ihr angeordne ten Flansch 33 bzw. 34 gebildet wird.
In diese Druckräume 31 bzw. 32 wird durch die nur schematisch dargestellten Druckleitungen 35 und 36 eine Druckflüssigkeit durch die hohlgebohrten Wellen 1 und 2 eingeführt. Die Druckflüssigkeit selbst wird einem Behälter 37 entnommen und von einer Zahnrad pumpe 38 über ein Überdruckventil 39 einem Steuer zylinder 40 zugeführt. Im Steuerzylinder 40 sind zwei Steuerkolben 41 und 42 angeordnet, die in ihrer Mittel stellung der Druckflüssigkeit gestatten, sowohl in die Leitungen 35 und 36 einzutreten als auch die Steuer kolben 41, 42 zu umgehen, so dass sie aus den Zylinder räumen 43, 44 über die Rückflussleitungen 45 bzw. -46 und ein einstellbares Drosselventil 47 in den Behälter 37 zurückströmen kann.
Werden die Steuerkolben 41 und 42 um ein geringes Mass, z. B. nach links verscho ben, dann wird der Zufluss der Druckflüssigkeit zur Leitung 36 gedrosselt und gleichzeitig die Verbindung der Leitung 36 mit der Abflussleitung 46 mehr geöffnet, so dass der Druck der Druckflüssigkeit im Zylinderraum 32 im wesentlichen durch die Einstellung des Drossel ventils 47 bestimmt ist. Gleichzeitig wird aber der Druckflüssigkeit der Zutritt zur Leitung 35 mehr ge öffnet und der Durchtritt der Druckflüssigkeit in den Zylinderraum 43 gedrosselt. Damit baut sich ein von der axialen Verschiebung der Steuerkolben 41, 42 ab hängiger Druck im Druckraum 31 des Scheibensatzes auf der Welle 1 auf.
Die Steuerkolben 41 und 42 sind mit ihrer Kolbenstange 48 an einem zweiarmigen Hebel 49 befestigt, dessen eines Ende 50 in eine Ring nut 51 an der beweglichen Kegelscheibe 5 eingreift, während sein anderes Ende 52 als Stellhebel ausgebil det ist, so dass der zweiarmige Hebel 49 auch von Hand z. B. mit Hilfe einer Gewindespindel (vergl. Haupt patent) einer Servosteuerung oder dergleichen verstellt werden kann.
Soweit bisher beschrieben, arbeitet das Getriebe wie folgt: Es sei angenommen, die Welle 1 sei die mit dem treibenden Motor verbundene Welle, während die Welle 2 mit einer anzutreibenden Maschine verbunden ist. Da der Zugmittelstrang 53 nach der Darstellung in Fig. 1 abtriebsseitig auf dem kleinsten Laufradius läuft, befindet sich das Getriebe in einer Übersetzung ganz ins Schnelle. Die abtriebsseitigen Rollkörper 14 liegen im Kurvengrund der Kurvenbahnen 12/16, weil die Scheiben 5/6 ganz auseinander gefahren sind.
Auf der Antriebsseite (Welle 1) sind die Kegelscheiben 3/4 ganz zusammengefahren und die Rollkörper 13 seien durch eine axiale Verschiebung der Kurvenmuffe 17 ebenfalls in den Kurvengrund der Kurvenbahnen 11/15 geführt worden. Wird nun die Welle 1 gedreht, dann dreht sich mit ihr die Kurvenmuffe 17, während die Antriebskegelscheiben 3/4 zunächst noch stehen blei ben. Die Rollkörper 13 laufen auf den einander gegen überliegenden Kurvenbahnen 11 bzw. 15 hoch und drücken damit die Kurvenmuffen 17 in axialer Rich tung zurück, bis ihre Stirnfläche 21 am Anschlag 23 zur Anlage kommt.
Da eine weitere Ausweichbewegung der Kurvenmuffe 17 nicht möglich ist, wird nun das Drehmoment, das an der Welle 1 angreift, von der Kurvenmuffe 17 über die Rollkörper 13 auf den Schei bensatz 3/4 übertragen, wobei gleichzeitig dem Dreh moment an der Welle 1 proportionale und von der eingestellten Getriebeübersetzung abhängige axiale Anpresskräfte auf die Kegelscheibe 3 ausgeübt werden, die den Zugmittelstrang 53 zwischen sich und der axial unbeweglichen Kegelscheibe 4 mit solcher Kraft ein klemmt, dass die Reibkraftübertragung gesichert ist.
Auf der Abtriebsseite (Welle 2) versuchen die Roll- körper 14 unter der Wirkung des Abtriebsdrehmo- ments ebenfalls an den Kurvenbahnen 12/16 hochzu laufen, könnten dies aber nur unter gleichzeitiger Än derung des Laufradius des Zugmittelstranges 53.
Das Drehmoment an der Abtriebswelle 2 wird von der Welle über die Kurvenmuffen 18 und die Rollkörper 14 auf die bewegliche Kegelscheibe 5 übertragen, wobei gleichzeitig axiale Anpresskräfte entstehen, die sowohl dem Drehmoment an der Welle 2 proportional als auch in ihrer Grösse abhängig von der eingestellten Über setzung sind.
Wäre im Druckraum 31 auf der Welle 1 kein Druck vorhanden, dann würde sich die Übersetzung des Getriebes ändern, weil die vom Zugmittelstrang 53 auf die Kegelscheiben 3/4 ausgeübten Spreizkräfte immer grösser sind als die von der Kurvenmuffe 17 erzeugten axialen Anpresskräfte. Dies hätte eine Verkleinerung des Laufradius des Zugmittelstranges auf der Antriebs seite und eine Vergrösserung auf der Abtriebsseite zur Folge und dementsprechend würden die beweglichen Kegelscheiben 3 und 5 in Fig. 1 nach links ausweichen.
Die Folge davon wäre, dass über den zweiarmigen Hebel 49 die Steuerkolben 41/42 nach links verscho ben würden, wodurch sich schon bei geringster Ver schiebung im Druckraum 31 auf der Antriebswelle 1 ein Steuerdruck aufbaut, der ausreicht, um eine merk liche Übersetzungänderung zu verhindern. Gleich zeitig wird im Druckraum 32 der Druck so weit gesenkt, dass nur noch der durch das Drosselventil 47 bestimmte Minimaldruck herrscht.
Wird das Abtriebsdrehmoment an der Welle 2 ver grössert, dann versucht die bewegliche Kegelscheibe 5 ebenfalls nach links auszuweichen, was - wie oben beschrieben - zur Folge hat, dass sich der Druck im Druckraum 31 auf der Antriebsseite (Welle 1) sofort entsprechend erhöht, womit erreicht ist, dass die ein gestellte Übersetzung des Getriebes beibehalten wird.
Will man die Übersetzung des Getriebes ändern, wird der Handhebel 52 nach rechts bewegt, womit sich auch die Steuerkolben 41/42 nach rechts verschieben. Die Folge ist ein Nachlassen des Druckes im Druck raum 31 und eine Verschiebung der beweglichen Kegel scheiben 3 und 5 nach links, wodurch sich die Lauf radien des Zugmittelstranges ändern und gleichzeitig die Steuerkolben 41 und 42 wieder in ihre Ausgangslage zurückgeführt werden, bis wieder Gleichgewicht zwi schen den vom Zugmittelstrang 53 auf der Antriebs seite erzeugten Spreizkräften und den diesen Spreiz- kräften entgegenwirkenden,
von der Kurvenmuffe 17 erzeugten Anpresskräften und den vom Druckmittel im Druckraum 31 erzeugten Steuerkräften hergestellt ist. Bei dieser Übersetzungsänderung bewegen sich die Rollkröper 13 auf den Kurvenbahnen auf der Antriebs seite um ein kleines Stück in Richtung auf den Kurven grund zu und auf der Abtriebsseite ein kleines Stück aus dem Kurvengrund heraus und an den Kurven bahnen hoch.
Es sei nun angenommen, dass sich die Drehmomen- tenrichtung an der Abtriebswelle 2 plötzlich umkehre. Dann macht die Welle 2 und die Kurvenmuffe 18 eine Relativdrehung zum Kegelscheibenpaar 5/6. Die Roll- körper 14 laufen zurück in den Kurvengrund, wobei die Kurvenmuffe 18 durch die Kraft der Feder 20 nach links verschoben wird und dabei die Rollkörper 14 mit den Kurvenbahnen in Anlage hält.
Da sich auch auf der Antriebsseite die Drehmomentenrichtung um kehrt, tritt auch dort eine Relativdrehung zwischen der Welle 1 und der Kurvenmuffe 17 zum Scheiben satz 3/4 ein, die Rollkörper 13 laufen ebenfalls in Richtung auf den Kurvengrund und werden durch die von der Druckfeder 19 nach rechts verschobene Kur venmuffe 17 in Anlage gehalten.
Im weiteren Verlauf bewegen sich nun sowohl auf der Abtriebsseite als auch auf der Antriebsseite die Rollkörper 13 bzw. 14 auf den gegensinnig ansteigenden Kurvenbahnästen der Kurvenbahnen 11/15 und 12/16 empor und drücken dabei die Kurvenmuffen 17 und 18 wieder zurück, bis ihre Stirnflächen 21 und 22 zur Anlage an die An schläge 23 und 24 kommen.
Die soeben beschriebenen Axialverschiebungen der Kurvenmuffen 17 und 18 beim Drehmomentenwech- 8s sel werden einerseits durch die Druckfeder 19 und 20 und anderseits durch eine Dämpfungseinrichtung ge steuert, die nachstehend beschrieben ist. Die Kurvenmuffen 17 und 18 sind, wie oben be reits erwähnt, als Dämpfungskolben 27 und 28 ausge bildet, die den Dämpfungszylinderraum 29 bzw. 30 vom Druckraum 31 bzw. 32 trennen.
Im Dämpfungs- kolben 27 bzw. 28 sind auf dem Umfang verteilt eine Reihe von Durchgangsbohrungen 55 bzw. 56 verhält nismässig grossen Querschnitts angeordnet, die auf der Seite des Dämpfungszylinderraumes 29 bzw. 30 durch eine federbelastete, kreisringförmige Ventilplatte 57 bzw. 58 abgedeckt sind. Ausserdem weisen die Dämp- fungskolben 27 und 28 Drosselbohrungen 59 und 60 verhältnismässig kleinen Querschnitts auf.
Wie in Fig. 3 und 4 im einzelnen dargestellt ist, heben die Ventil platten 57 und 58 ab, wenn die Kurvenmuffe unter der Wirkung der Druckfedern 19 und 20 in Richtung auf die beweglichen Kegelscheiben 3 bzw. 5 verschoben werden. Dadurch hat die Druckflüssigkeit freien Durchtritt durch die Durchgangsbohrungen 55 bzw. 56 von den Druckräumen 31 bzw. 32 zu den Dämpfungs- zylinderräumen 29 bzw. 30.
Zu Beginn der Rückwärts bewegung der Kurvenmuffen gegen die Kraftrichtung der Druckfedern 19 bzw. 20 schliessen diese Ventil platten 57 bzw. 58 die Durchgangsbohrungen 55/56 ab, und die Bewegung der Kurvenmuffen wird stark gebremst, weil die Kraft der Druckfeder 19 bzw. 20 zu überwinden ist und ausserdem die Druckflüssigkeit aus den Zylinderräumen 29/30 jetzt nur noch durch die Drosselbohrungen 59 bzw. 60 aus den Dämpfungs- zylinderräumen 29, 30 in die Druckräume 31 bzw. 32 zurückströmen kann. Hierdurch werden erhebliche Axialkräfte auf die Kegelscheiben 3 und 5 ausgeübt, so dass die erforderliche Anpressung erhalten bleibt.
Ausserdem legen sich die Kurvenmuffen 17 und 18 praktisch stossfrei mit ihren Stirnflächen 21 und 22 am Ende ihrer Rückwärtsbewegung an ihre Anschläge 23 und 24 an. Es sei angenommen, dass bei dieser Rück wärtsbewegung der Kurvenmuffe 17 auf der Antriebs seite deren Anpresskraft durch die Drosselung ihrer Bewegung doch nicht ausreichend sei, so dass die be weglichen Kegelscheiben 3 und 5 die Tendenz haben, nach links auszuweichen, wodurch auch die Steuerkol ben 41 und 42 eine Bewegungstendenz nach links erhal ten mit der Folge, dass sich im Druckraum 31 auf der Antriebsseite sofort ein steiler Druckanstieg ergibt. Auf diese Weise wird die Wirkung der Dämpfungskolben 27 bzw. 28 der Kurvenmuffen 17 bzw. 18 noch unterstützt.
Gleiches gilt natürlich auch für die Abtriebsseite.
Durch die erläuterte Einrichtung ist also ein stossfreier Umschlag der Kurvenmuffen bei Drehmomenten wechsel gewährleistet und ausserdem während des Um schlagvorganges die Erzeugung ausreichend hoher An- presskräfte sichergestellt.
Fig. 2 zeigt eine abgewandelte Ausführungsform des Scheibensatzes auf der Welle 2. Während bei der Aus führungsform nach Fig. 1 der Flansch 34 der beweg lichen Kegelscheibe 5 den Dämpfungszylinder 26 von aussen übergreift, ist hier die Anordnung so gewählt, dass der zylindrische Flansch 65 in den Dämpfungs- zylinder 26 hineinragt.
Die Fig. 3 und 4 zeigen die Arbeitsweise des anhand der Fig. 1 beschriebenen einseitig wirkenden Drossel ventils im Dämpfungskolben 27 bzw. 28 der Kurven muffen 17 bzw. 18.
Die Fig. 5 bis 7 und 8 bis 10 zeigen zwei weitere Ausführungsformen für die Ausbildung des einseitig wirkenden Drosselventils und ihre Wirkungsweisen. Die Darstellung in Fig. 5 und 8 entsprechen der oberen Hälfte des Scheibensatzes auf der Welle 1 der Fig. 1. Die Kurvenmuffe 17 ist bei der Ausführungsform nach Fig. 5 bis 7 als Dämpfungskolben 70 ausgebildet, der eine Ringnut 71 aufweist.
In dieser Ringnut ist axial und gegen Federwirkung verschiebbar ein Kolbenring 72 angeordnet, der bei einer Verschiebung der Kurven muffe in der Kraftrichtung der Druckfeder 19 gegen über dem Kolben 70 zurückbleibt (Fig. 7) und dadurch in der Ringnut 71 angeordnete, in den Dämpfungs- zylinderraum 29 mündende Durchgangsbohrungen 73 freigibt. Bei der umgekehrten Bewegungsrichtung wer den durch den Kolbenring 72 diese Durchgangsboh rungen sofort wieder geschlossen (Fig. 6).
Der Dämp- fungskolben 70 weist ausserdem Drosselbohrungen 74 auf, durch die bei der Rückwärtsbewegung der Kurven muffe die Druckflüssigkeit hindurchströmen muss. Die Wirkungsweise dieses Schleppventils ist im Prinzip die gleiche wie die des Plattenventils, das anhand der Fig. 1 und 3 bis 4 beschrieben worden ist.
Bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 8 bis 10 weist der Dämpfungskolben der Kurvenmuffe 17 wie der Durchgangsbohrungen 55 auf, die durch eine feder belastete Ventilplatte 75 verschlossen sind. Diese Ven- tilplatte weist ihrerseits Drosselbohrungen 76 auf. In diese Drosselbohrungen ragen Drosselnadeln 77 hinein, die im Dämpfungszylinder 25 befestigt sind und sich im Bereich der Drosselbohrungen 76 verjüngen.
Bei der Rückwärtsbewegung der Kurvenmuffe 17 in Richtung auf den Anschlag 23 haben die Drosselbohrungen zu nächst einen grossen freien Durchströmquerschnitt. Mit wachsender Annäherung an die Endstellung werden aber diese Drosselbohrungen mehr und mehr durch die Drosselnadeln 77 verschlossen, so dass die Dämp- fungswirkung progressiv ist.
The invention relates to a further development of the control device described in the claim of the main patent on an infinitely adjustable conical disk transmission, which has at least one mechanical pressure device, through which, for the two possible torque directions increasing, helical cam paths of variable slope are used Friction force transmission necessary axial contact forces are generated,
the size of which depends on both the torque on the gear shaft under consideration and the gear ratio of the gear.
The pressure devices used in such transmissions, known per se, work in such a way that the torque prevailing on the transmission shaft from the helically rising Kur venbahnen a cam sleeve connected to the shaft in a rotationally fixed manner via z. B. rolling bodies, e.g. B. balls, is transferred to similarly designed cam tracks in the hub of the axially movable conical pulley, while at the same time an axial contact pressure is generated which is proportional to the torque prevailing on the shaft. The proportionality factor is determined by the respective local angle of inclination at the point of the curved paths in which the rolling elements come to rest.
When the movable conical pulley is axially displaced as far as possible, the rolling elements lie in the curve base of the cam tracks. If the movable conical pulley is moved axially to bring about a change in the transmission ratio, then the cooperating cam tracks on the conical disc and the cam sleeve are rotated against each other in the circumferential direction and the rolling elements run up on the cam tracks.
Since the curve paths have a variable gradient, the proportionality factor of the conversion of the torque into the axial contact force changes here. In this way, the contact forces of the respective torque load and the respective translation of the transmission can be adapted in such a way that they always have the size necessary for the transmission of frictional force, but also from sufficient size.
If the direction of rotation changes with the same direction of rotation, e.g. B. in a motor vehicle gearbox in that the engine no longer drives the vehicle via the gearbox (as when driving uphill), but rather the vehicle drives the engine via the gearbox (as in the case of the descent with engine braking) - The rolling elements, which establish the frictional connection between the cooperating cam tracks, now come to rest on oppositely rising cam tracks, which means more or less large turnover paths for the rolling elements depending on the gear ratio set.
So that the rolling bodies do not lift off the cam tracks during this process, the cam sleeve is axially displaceable on the gear shaft in a known manner and is under the action of a compression spring which presses the cam sleeve against the friction disc so that the roller bodies are held in contact with the cam tracks when they move down to the curve base on the previously used curved tracks. When the rolling elements then move upwards again on the oppositely rising cam tracks to the new working point, the cam sleeve is pushed back against the force of the compression spring back into its starting position (normal operating position), in which it is in the axial direction against a shaft collar or the like supports.
Despite the strongly increasing spring force of the compression spring, sudden changes in torque occur as soon as the curve sleeve hits the axial shaft collar, while the necessary contact forces are not always available immediately beforehand.
The invention is based on the object of avoiding the above-described disadvantages of the pressing device used and of ensuring a shock-free impact of the pressing device when the torque is changed and sufficiently high pressing forces during this process.
This object is achieved according to the invention in that the part of the pressing device bil Dende cam sleeve, which is rotatably but axially displaceable against the action of a compression spring on the gear shaft and is each supported on one side against a stop in the axial direction, as a damping piston is designed, which separates a damping cylinder chamber rotating with the transmission shaft from a likewise rotating pressure chamber in which the pressure fluid generates the load-dependent control forces acting on the movable conical disk, and throttle valves acting on one side are arranged in the damping piston,
which when changing the torque direction during the displacement of the cam sleeve in the sense of the direction of force of the compression spring of the pressure fluid allow free passage from the pressure chamber into the damping cylinder chamber, but during the subsequent opposite displacement of the cam sleeve force the hydraulic fluid through throttle bores from the damping cylinder chamber into the Flow back pressure chamber.
The inventive measures, the cam sleeve can move quickly and without significant resistance under the action of the compression spring against the movable cone disc when the torque change and thereby z. B. lead the rolling body along the cam track into the base of the curve and hold it in place, while their backward movement is extremely dampened because the pressure fluid from the damping cylinder chamber can now only flow back through the throttle bores into the pressure chamber.
As a result of this damping, the pressing force that is generated by the pressing device is very greatly increased during this part of the turning process and the cam sleeve lies down at the end of its movement with practically no impact. B. on a shaft collar.
A practical embodiment of the device according to the invention is that the damping cylinder, which is open on one side and is axially immovable with the transmission shaft, also serves as a fixed part of the pressure chamber for generating the hydraulic control forces, the movable part of which is threshed by the axially displaceable conical disk and a cylindrical Flange is formed which is slidably mounted in or on the damping cylinder.
The one-way throttle valves arranged in the damping piston can be designed in various ways. It has proven useful to arrange a series of through bores with a large cross-section in the damping piston, which are covered on the side of the damping cylinder by a spring-loaded, circular valve plate, and in the damping piston or valve plate, throttle bores with a small cross-section.
In another embodiment, tapering throttle needles that are firmly connected to the damping cylinder protrude into the throttle bores of the damping piston or the valve plate, which continuously reduce the flow cross-section of the throttle bores when the cam sleeve is shifted against the direction of force of the compression spring.
A further expedient design of the throttle valve is obtained in that a piston ring which is axially displaceable against spring action is arranged in an annular groove of the damping piston provided with throttle bores and which remains behind the piston when the cam sleeve is moved in the direction of force of the compression spring and thus in the annular groove clears arranged through-bores opening into the damping cylinder space, while it closes these through-bores when the cam sleeve is shifted in the opposite direction.
The device according to the invention can be used both in transmissions which have such a pressing direction on only one shaft, as well as in those which have pressing devices on both shafts.
The device according to the invention can be used particularly advantageously in those transmissions in which the load-dependent hydraulically generated control force in its height u. a. depends on the position of one of the movable conical disks. As soon as the movable disc moves in the direction of the cam sleeve during the reversal process due to insufficient pressure, the control force in these gears is immediately increased significantly, because with a disc travel-dependent control of the control forces, very small displacement movements of the conical disc result in extremely steep pressure increases in the pressure chamber that ensure that the conical pulley retains its position once it has been set.
The control forces that can be generated in such transmissions, as described in detail in the main patent, both on the drive side and on the output side, thus support the effect of the fiction, according to the control device when turning over the curve venmuffe where a higher contact pressure is required.
In the drawing, embodiments of the subject matter of the invention are shown, namely Fig. 1 shows the longitudinal section through the two shafts of a conical pulley belt drive with a device according to the invention, partly in schematic representation, Fig. 2 shows a longitudinal section corresponding to Fig. 1 through a disk set of such Transmission in a modified embodiment, FIGS. 3 and 4 show a first embodiment of the throttle valve shown in FIGS. 1 and 2 in two working positions,
5 shows a partial longitudinal section through a further embodiment, FIGS. 6 and 7 partial sections through the throttle valve according to FIG. 5 in two working positions, FIG. 8 shows a partial section through a disk set with a third embodiment of the throttle valve and FIGS. 9 and 10 partial longitudinal sections through the Throttle valve according to FIG. 8 in two working positions.
In the conical pulley belt transmission according to FIG. 1, a pair of conical pulleys 3/4 and 5/6 is mounted on two parallel shafts 1 and 2. The conical discs 3 and 5 are rotatably and axially displaceably mounted on the associated shafts 1 and 2. The conical disks 4 and 6 are rotatably connected to the conical disks 3 and 5 but axially displaceable and supported via longitudinal bearings 7 and 8 against the shafts 1 and 2 in the axial direction. An endless central train 53 runs between the cone pulley pairs 3/4 and 5/6.
The conical disks 3 and 5 carry on the end faces of their hubs 9 and 10 cam tracks 11 and 12, which through the intermediary of rolling elements 13 and 14 cooperate with cam tracks 15 and 16, which on the front side each with the shafts 1 and 2 firmly connected curve sleeve 17 and 18 are net angeord. The cam sleeves are arranged axially displaceably on the shafts and are supported by a compression spring 19 or 20. In the normal position, the curved sleeves 17 and 18 lie with their end faces 21, 22 opposite the curved paths against a stop 23 and 24 and are thus prevented from further axial displacement, as is shown in the curved sleeve 18. The cam sleeve 17, on the other hand, is drawn in the position it assumes when changing torques.
It has been moved by the force of the compression spring 19 against the conical disk 3 and has the roller body 13 to the lowest point of the cam tracks 11 and 15 out.
On the shafts 1 and 2, a damping cylinder 25 and 26 is arranged on the side of the movable union pulleys 3 and 5, which is supported against a collar of the shaft in the axial direction and at the same time also the stops 23 and 24 for the cam sleeves 17 and 18 forms.
The curved sleeves 17 and 18 are designed as damping pistons 27 and 28 and separate the damping cylinder chamber 29 and 30 from a pressure chamber 31 and 32, which is formed on the one hand by the damping cylinder 25 and 26 and on the other hand by the movable disc 3 and 5 and a flange 33 and 34 arranged on it is formed.
A pressure fluid is introduced into these pressure spaces 31 and 32 through the pressure lines 35 and 36, which are only shown schematically, through the hollow shafts 1 and 2. The pressure fluid itself is taken from a container 37 and supplied by a gear pump 38 via a pressure relief valve 39 to a control cylinder 40. In the control cylinder 40 two control pistons 41 and 42 are arranged, which in their central position allow the pressure fluid to enter both the lines 35 and 36 and to bypass the control piston 41, 42 so that they clear 43, 44 over from the cylinder the return lines 45 or -46 and an adjustable throttle valve 47 can flow back into the container 37.
If the control piston 41 and 42 by a small amount, for. B. to the left ben, then the flow of pressure fluid to line 36 is throttled and at the same time the connection between line 36 and drain line 46 is opened more so that the pressure of the pressure fluid in the cylinder chamber 32 is essentially determined by the setting of the throttle valve 47 is. At the same time, however, the hydraulic fluid access to line 35 opens more ge and the passage of the hydraulic fluid into the cylinder chamber 43 is throttled. This builds up a pressure dependent on the axial displacement of the control piston 41, 42 in the pressure chamber 31 of the disk set on the shaft 1.
The control pistons 41 and 42 are fastened with their piston rod 48 to a two-armed lever 49, one end 50 of which engages in an annular groove 51 on the movable conical disk 5, while its other end 52 is designed as an adjusting lever so that the two-armed lever 49 also by hand z. B. with the help of a threaded spindle (see. Main patent) a servo control or the like can be adjusted.
As far as described so far, the transmission works as follows: It is assumed that shaft 1 is the shaft connected to the driving motor, while shaft 2 is connected to a machine to be driven. Since the traction element line 53 runs on the output side on the output side on the smallest running radius, as shown in FIG. 1, the transmission is in a very fast transmission. The output-side rolling bodies 14 are in the bottom of the curve of the curved tracks 12/16 because the disks 5/6 have moved completely apart.
On the drive side (shaft 1), the conical disks 3/4 have moved completely together and the rolling elements 13 have also been guided into the curve base of the cam tracks 11/15 by an axial displacement of the cam sleeve 17. If the shaft 1 is now rotated, then the cam sleeve 17 rotates with it, while the drive cone pulleys 3/4 initially still remain ben. The rolling bodies 13 run up on the opposite cam tracks 11 and 15 and thus press the cam sleeves 17 in the axial direction Rich back until their end face 21 on the stop 23 comes to rest.
Since a further evasive movement of the cam sleeve 17 is not possible, the torque that acts on the shaft 1 is now transmitted from the cam sleeve 17 via the rolling element 13 to the disk set 3/4, while the torque on the shaft 1 is proportional and axial pressing forces that are dependent on the set gear ratio are exerted on the conical pulley 3, which clamps the traction cable 53 between itself and the axially immovable conical pulley 4 with such a force that the transmission of frictional force is ensured.
On the output side (shaft 2), the rolling bodies 14 also try to run up the cam tracks 12/16 under the effect of the output torque, but could only do so with a simultaneous change in the running radius of the traction element 53.
The torque on the output shaft 2 is transmitted from the shaft via the cam sleeves 18 and the rolling elements 14 to the movable conical pulley 5, whereby at the same time axial pressing forces arise, which are both proportional to the torque on the shaft 2 and in their size depending on the set over settlement are.
If there were no pressure in the pressure chamber 31 on the shaft 1, the gear ratio would change because the expansion forces exerted by the traction element 53 on the conical disks 3/4 are always greater than the axial contact forces generated by the cam sleeve 17. This would result in a reduction in the running radius of the traction element on the drive side and an increase on the output side, and accordingly the movable conical disks 3 and 5 in FIG. 1 would give way to the left.
The consequence of this would be that the control piston 41/42 would ben shifted to the left via the two-armed lever 49, whereby even with the slightest shift in the pressure chamber 31 on the drive shaft 1, a control pressure builds up that is sufficient to prevent a noticeable change in translation . At the same time, the pressure in the pressure chamber 32 is reduced to such an extent that only the minimum pressure determined by the throttle valve 47 still prevails.
If the output torque on shaft 2 is increased, then the movable conical disk 5 also tries to evade to the left, which - as described above - has the consequence that the pressure in the pressure chamber 31 on the drive side (shaft 1) immediately increases accordingly, which is achieved that a set translation of the transmission is maintained.
If you want to change the translation of the transmission, the hand lever 52 is moved to the right, with which the control piston 41/42 also move to the right. The result is a decrease in the pressure in the pressure chamber 31 and a shift of the movable cone discs 3 and 5 to the left, changing the radii of the traction cable and at the same time the control pistons 41 and 42 are returned to their original position until the balance between the two between the expansion forces generated by the traction cable 53 on the drive side and the expansion forces counteracting these expansion forces,
contact forces generated by the cam sleeve 17 and the control forces generated by the pressure medium in the pressure chamber 31 is established. With this change in translation, the rolling bodies 13 move on the cam tracks on the drive side by a little bit in the direction of the curves and on the output side a little bit out of the curve base and on the curves up.
It is now assumed that the torque direction on the output shaft 2 is suddenly reversed. Then the shaft 2 and the cam sleeve 18 make a relative rotation to the conical disk pair 5/6. The rolling bodies 14 run back into the curve base, the curved sleeve 18 being displaced to the left by the force of the spring 20 and thereby holding the rolling bodies 14 in contact with the curved tracks.
Since the direction of torque is reversed on the drive side as well, there also occurs a relative rotation between the shaft 1 and the cam sleeve 17 to the disk set 3/4, the rolling elements 13 also run in the direction of the base of the curve and are driven by the compression spring 19 Curved sleeve 17, shifted to the right, held in plant.
In the further course, the rolling elements 13 and 14 move up on the oppositely rising curve path branches of the curved paths 11/15 and 12/16 both on the output side and on the drive side and push the curve sleeves 17 and 18 back again until their end faces 21 and 22 come to rest on the stops 23 and 24.
The just described axial displacements of the cam sleeves 17 and 18 during the torque change are controlled on the one hand by the compression spring 19 and 20 and on the other hand by a damping device which is described below. The curve sleeves 17 and 18 are, as already mentioned above, be formed as damping pistons 27 and 28, which separate the damping cylinder chamber 29 and 30 from the pressure chamber 31 and 32, respectively.
In the damping piston 27 and 28, a number of through bores 55 and 56 are distributed around the circumference and have a relatively large cross-section, which are covered on the side of the damping cylinder chamber 29 and 30 by a spring-loaded, circular valve plate 57 and 58, respectively. In addition, the damping pistons 27 and 28 have throttle bores 59 and 60 of comparatively small cross-sections.
As shown in Fig. 3 and 4 in detail, lift the valve plates 57 and 58 when the cam sleeve are moved under the action of the compression springs 19 and 20 in the direction of the movable conical disks 3 and 5, respectively. As a result, the pressure fluid has a free passage through the through bores 55 and 56 from the pressure chambers 31 and 32 to the damping cylinder chambers 29 and 30, respectively.
At the beginning of the backward movement of the cam sleeves against the direction of force of the compression springs 19 and 20, these valve plates 57 and 58 close the through holes 55/56, and the movement of the cam sleeves is strongly braked because the force of the compression spring 19 and 20 to is overcome and, moreover, the pressure fluid from the cylinder chambers 29/30 can now only flow back through the throttle bores 59 and 60 from the damping cylinder chambers 29, 30 into the pressure chambers 31 and 32, respectively. As a result, considerable axial forces are exerted on the conical disks 3 and 5, so that the required contact pressure is maintained.
In addition, at the end of their backward movement, the curved sleeves 17 and 18 rest with their end faces 21 and 22 on their stops 23 and 24 with practically no impact. It is assumed that with this backward movement of the cam sleeve 17 on the drive side, the pressure force of the throttling of their movement is not sufficient, so that the movable conical disks 3 and 5 have the tendency to move to the left, which also ben the control piston 41 and 42 a tendency to move to the left with the result that there is an immediate steep pressure increase in the pressure chamber 31 on the drive side. In this way, the effect of the damping pistons 27 and 28 of the cam sleeves 17 and 18 is supported.
Of course, the same also applies to the output side.
The device explained ensures that the cam sleeves are turned over smoothly when the torque changes and, moreover, that sufficiently high contact forces are generated during the turning process.
Fig. 2 shows a modified embodiment of the disk set on the shaft 2. While in the embodiment of FIG. 1, the flange 34 of the movable conical disk 5 overlaps the damping cylinder 26 from the outside, here the arrangement is chosen so that the cylindrical flange 65 protrudes into the damping cylinder 26.
3 and 4 show the mode of operation of the one-way throttle valve described with reference to FIG. 1 in the damping piston 27 and 28 of the curve sleeves 17 and 18, respectively.
5 to 7 and 8 to 10 show two further embodiments for the design of the one-way throttle valve and their modes of operation. The representation in FIGS. 5 and 8 correspond to the upper half of the disk set on the shaft 1 of FIG. 1. In the embodiment according to FIGS. 5 to 7, the cam sleeve 17 is designed as a damping piston 70 which has an annular groove 71.
In this annular groove, a piston ring 72 is arranged axially and against the action of a spring, which, when the cam sleeve is displaced in the direction of force of the compression spring 19, remains behind the piston 70 (FIG. 7) and is thereby arranged in the annular groove 71, in the damping cylinder space 29 opening through bores 73 releases. In the opposite direction of movement who ments through the piston ring 72 these Durchgangsboh immediately closed again (Fig. 6).
The damping piston 70 also has throttle bores 74 through which the pressure fluid must flow during the backward movement of the curves. The mode of operation of this drag valve is in principle the same as that of the plate valve which has been described with reference to FIGS. 1 and 3 to 4.
In the embodiment according to FIGS. 8 to 10, the damping piston of the cam sleeve 17 as well as the through bores 55, which are closed by a spring-loaded valve plate 75. This valve plate in turn has throttle bores 76. Throttle needles 77, which are fastened in the damping cylinder 25 and taper in the region of the throttle bores 76, protrude into these throttle bores.
When the cam sleeve 17 moves backwards in the direction of the stop 23, the throttle bores initially have a large free flow cross-section. With increasing approach to the end position, however, these throttle bores are more and more closed by the throttle needles 77, so that the damping effect is progressive.