Stufenlos verstellbares Getriebe mit zwischen Kegelscheibenpaaren laufendem Zugmittelstrang Es sind stufenlos verstellbare Getriebe mit zwi schen zwei Kegelscheibenpaaren laufendem Zugmit telstrang bekannt,
bei denen die für die Reibkraf t übertragung zwischen -den Reibscheiben und dem Zugmittelstrang erforderlichen axialen Aupresskräfte mit Hilfe mechanischer Anpresseinrichtungen erzeugt werden. Unter diesen Anpressei'nricbtungen gibt es b.-vorzugte Konstruktionen, mit denen es möglich ist, axiale Anpresskräfte zu erzeugen, :
die einmal vorn jeweiligen Drehmoment an der betrachteten Weile, zum anderen aber auch von der jeweiligen Getriebe übersetzung abhängig sind. Diese Abhängigkeit so wohl von der Drehmomentbelastung als auch von der Übersetzung ist deshalb 'besonders zweckmässig, weil es dadurch möglich ist, die axialen Anpresskräfte immer so zu bemessen, dass sie einerseits ein Durch rutschen des Zumittelstranges zwischen den Reib scheiben mit Sicherheit verhindern und anderseits niemals grösser sind,
als dies für die Reibkraftüber- tragung unbedingt erforderlich ist. Getriebe dieser Art weisen im allgemeinen sowohl auf der treibenden Welle als auch auf der getriebenen Welle gleichartig ausgebildete Anpresseinrichtungen auf, weil es häufig vorkommt, d!ass bei solchen Getrieben die Dreh momentenrichtung sich ändert, d. h. die bisher trei bende Welle zur getriebenen Welle wird und umge kehrt.
Bei diesen bekannten Getrieben ist auf jeder Getriebewelle drehbar, aber gegen axiale Verschie bung durch einen Anschlag gesichert, eine Kegel scheibe angeordnet. Mit dieser Kegelscheibe arbeitet eine zweite Kegelscheibe zusammen, die mit jener drehfest verbunden, ihr gegenüber aber axial ver schiebbar angeordnet ist.
In der Nabenstimseite der beweglichen Kegelscheibe sind auf dem Umfang gleichmässig verteilt mehrere (meist drei) Kurven- bahnen eingearbeitet, welche die Form zweier an einandergesetzter Schraubenflächen entgegengesetzter Steigung und verschiedener sowie veränderlicher Neigung aufweisen.
Auf der gegenüber dem Kegel scheibenpaar frei drehbarem Getriebewelle ist eine sogenannte Kurvenmuffe drehfest angeordnet, die in ihrer kreisringförmigen Stirnfläche Kurvenbahnen der gleichen Form aufweist. Zwischen den Kurvenbahnen in der Stirnfläche der Kegelscheibennabe und der Kurvenmuffe liegen Rollkörper, z. B. Kugeln.
Wird ein Drehmoment an der getriebenen Welle abgenommen, dann übertragen die zwischen den Kurvenbahnen liegenden Kugeln das Drehmoment von den Reibscheiben auf die Welle. Die Kugeln be finden sich dabei in einer durch die jeweilige über setzung bedingten Stellung auf den Kurvenbahnen. Gleichzeitig mit der L7bertragung des Drehmomentes entstehen aber auch axial wirkende Anpresskräfte, welche die Kegelscheiben gegen den Zugmibtelstrang pressen.
Diese Anpresskräfte sind dem abgenomme nen Drehmoment proportional. ihre äbsolute Höhe hängt ab von der aus dem Drehmoment resultieren den Umfangskraft und der Steigung der Kurvenbah nen in dem Punkt, an dem sich die Kugeln - über setzungsbedingt - gerade befinden. An der treibenden Welle wird in gleicher Weise das eingeleitete Dreh moment auf die Kegelscheiben übertragen und eine, axial wirkende Anpresskraft erzeugt.
Die Einhaltunig einer bestimmten Übersetzung kann bei diesen Getrieben so vorgenommen werden, dass auf jedem Scheibensatz parallel zu der mecha nischen Anpresseimrichtung ein hydraulischer Kraft kolben zwischen Welle und axial beweglicher Kegel scheibe angeordnet ist, dessen Flüssigkeitsdruck von einem mit einer der beweglichen Kegelscheiben ver bundenen Steuerschieber gesteuert wird.
Die ent- gegengesetzt gerichteten Schraubenflächen der Kur venbahnen sind dabei so in ihrer Neigung gewählt, dass jeweils die auf der getriebenen Welle mechanisch erzeugten Anpresskräfte grösser sind als die mecha nischen Gegenkräfte der treibenden Welle. Eine be stimmte Übersetzung kann also nur gehalten werden, wenn die mechanischen Anpresskräfte der treibenden Welle durch hydraulische Kräfte unterstützt werden.
Zur Wahl einer bestimmten Übersetzung, d. h. einer bestimmten Stellung der axial beweglichen Kegelscheiben, ist der den Steuerschieber mit der Kegelscheibe verbindende Hebel als Doppelhebel aus gebildet, dessen freies Ende willkürlich einstellbar isst.
Ändert sich bei einem mit der geschilderten mechanischen Anpresseinrichtung ausgestatteten Ge triebe die Drehmomentenrichtung unter Beibehaltung der Drehrichtung, wie dies beispielsweise bei einem Fahrzeuggetriebe vorkommt, wenn das Fahrzeug zu nächst bergauf fährt, wobei der Motor über das Ge triebe die Treibräder des Fahrzeugs antreibt, und dann unter Motorbremsung bergab fährt, wobei die Räder des Fahrzeugs über das Getriebe den Motor antreiben,
dann müssen sich die Kugeln von dem einen Schraubenflächenpaar der Kurvenbahnen im Augenblick des Drehmomentenwechsels abheben und an das andere Schraubenflächenpaar entgegengesetz- ter Steigung anlegen. Dabei führt jede der beiden Wellen gegenüber dem auf ihr angeordneten Kegel scheibenpaar einen Winkelweg aus, dessen Grösse von der jeweiligen übersetzung dies Getriebes ab hängig ist.
Bedingt durch diesen Winkelweg und das Auf treffen der Kugeln auf die Schraubenflächen in ihrem neuen Arbeitspunkt treten dann aber Schlagbean spruchungen auf, die insbesondere beim Vorhanden-. sein beträchtlicher Drehmassen auf die Getriebeteile eine zerstörende Wirkung ausüben können, abgesehen davon, dass Auf- und Rückpralleffekte den Kraft schluss zwischen Kegelscheiben und Zugmittelstrang kurzzeitig aufheben können.
Es ist zwar versucht worden, diese Nachteile dadurch herabzumindern, dass die Kurvenmuffen axial verschiebbar gemacht wurden, so dass sie wäh rend des Umschlagweges mit Hilfe einer Feder den an den Kurvenbahnen abwärts rollenden Kugeln nachgeführt wurden, während sie beim anschliessen den Aufwärtsrollen der Kugeln in die neue Stellung mechanisch oder hydraulisch stark gedämpft in ihre Ausgangslage zurückführbar waren.
Diese Lösung kann aber die Nachteile, wie sie oben im einzelnen erläutert worden sind, nur mindern, aber nicht be seitigen.
Durch die vorliegende Erfindung soll die Auf gabe gelöst werden, diesen Nachteil der beschriebe nen Anpresseinrichtungen zu vermeiden. Es soll ins besondere dafür gesorgt werden, dass - unter Auf rechterhaltung all -der Vorteile, die diese Anpressein- richtungen grundsätzlich haben - während der Dreh momentenumkehr keine Winkelwege zwischen den Kegelscheiben und den Wellen ausgeführt werden müssen,
so dass keine Stossbeanspruchungen auftre ten und das Anpressgesetz zwischen Kegelscheiben und Kette auch beim Drehmomentenwechsel seine volle Gültigkeit behält.
Das wird gemäss der Erfindung dadurch erreicht, dass zwecks wechselweiser Verwendbarkeit beider Wellen als treibende und getriebene Welle sowohl auf dem getriebenen als auch auf dem treibenden Scheibensatz für eine bestimmte Drehrichtung je eine nur Schraubflächen mit einem Steigungssinn aufweisende mechanische Anpresseinrichtung und je eine durch :
die hydraulische Steu@ereinirichtung betä tigte, entgegengesetzt zum Steigungssinn der mechani schen Anpresseinrichtung wirkende Drehant'riebsein- richtung angeordnet sind,
dass die hydraulische Dreh- antriebseinrichtung und die mechanische Anpressein- richtung bei jedem Scheibensatz einerseits mit der Welle und anderseits mit der drehbaren und axial ver schiebbaren Kegelscheibe jedes Kegelscheibenpaares verbunden sind,
dass das jeweilige Drehmoment beim getriebenen Scheibensatz nur durch die mechanische Anpresseinrichturng von den Kegelscheiben auf die Welle und beim treibenden Scheibensatz ausschliess lich durch die hydraulische Drehantriebseinrichtung von der Welle auf die Kegelscheiben übertragen wird,
und @dass beim treibenden Scheibensatz ein Teil der in der hydraulischen Drehantriebseinrichtung mittels der Steuereinrichtung erzeugten Umfangskraft auf die mechanische Anpresseinrichtung wirkt und mittels dieser eine axial wirkende Stützkraft hervor ruft, die der von der mechanischen Anpresseinrich- tun'g des getriebenen, Scheibensatzes erzeugten Axial kraft über den Zugmittelstrang das Gleichgewicht hält.
Während also beim jeweils getriebenen Scheiben satz Drehmomentübertragung und Anpresskraft Er zeugung vom gleichen Organ - der mechanischen Anpresseinrichtung - vorgenommen werden, können beim jeweils treibenden Scheibensatz hierzu zwei verschiedene Organe dienen:
die hydraulische Dreh- antriebseinrichturng für die Drehmomentübertragung und die mechanische Anpresseinrichtung für die An- press- oder Stützkraft-Erzeugung. Die mechanische Anpresseinrichtung kann auf der treibenden Welle angeordnet sein so, dass die Richtung des Drehmo ments entgegengesetzt der natürlichen Wirkungsrich tung der Kurvenbahnneigung verläuft.
Die in der hydraulischen Drehantriebseinrichtung wirkende Um fangskraft kann aber ein Abheben der Kugeln von den Kurvenbahnen verhindern und mittels der die axiale Relbscheibenbewegung abtastenden Steuer einrichtung so hoch bemessen werden, d'ass die mit Hilfe der Kurvenbahn!neigung erzeugte Axialkraft (Stützkraft) der jeweiligen Getriebebelastung ange passt ist, das heisst, dass eine ungewollte Verschiebung der axial beweglichen Reibscheibe und damit eine un gewollte Übersetzungsänderung verhindert wird.
Bei einem Wechsel der Drehmomenteirnrichtung können die Anpresskugeln in Anlage an den Kurvenbahnen bleiben mit dem einzigen Unterschied, dass die sie zur Anlage zwingende Umfangskraft nicht mehr hydrau lisch erzeugt werden muss, sondern direkt aus dem zu übertragenden Drehmoment herrühren kann.
Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe ist damit gelöst. Soll das Getriebe wahlweise in jeder der beiden Dreh= richturigen verwendbar sein, dann können für jede Drehrichtung in der Anpresseinrichtung einsinnig an steigende Kurvenbahnen vorgesehen sein-. Die Dreh antriebseinrichtung soll dann ebenfalls in beiden Drehrichtungen Drehmomente wahlweise übertragen können.
Für die Ausbildung der hydraulischen Drehan- triebseinrichtung haben sich eine Reihe von Ausfüh rungsformen bewährt. So kann sie als Drehkolben ausgebildet sein, der aus einer Anzahl von über den Umfang der jeweiligen Getriebewelle verteilten, ra dial auf der Getriebewelle angeordneten Wänden und einem die Wände umschliessenden Gehäuse be steht, das relativ zur Getriebewelle drehbar, aber axial festgelegt und mit der axial beweglichen Kegel scheibe drehfest,
aber axial verschiebbar verbunden ist und eine der Anzahl der Wände entsprechende Anzahl von radial nach innen gerichteten Trenn wänden aufweist, die mit den Wänden auf der Welle Druckkammern bilden, denen das Druckmittel vom Steuerglied der hydraulischen Steuereinrichtung aus durch Längs- und Radialbohrurngen in der Getriebe welle zugeführt wird.
Der in diesen Druckkammern herrschende Druck des Druckmittels erzeugt somit ein reines Drehmoment, das vom Gehäuse des Dreh kolbens aus unmittelbar auf die axial verschiebbare Kegelscheibe übertragen wird. Deswegen ist auch die Verbindung zwischen dieser Kegelscheibe und dem Gehäuse des Drehkolbens so ausgebildet, dass beide zwar drehfest miteinander verbunden sind, sich aber in axialer Richtung gegenseitig verschieben können. Die axialen Stützkräfte der Antriebsseite werden in diesem Falle - wie beschrieben - ausschliesslich über die mechanischen Anpresseinrichtungen erzeugt.
Zur Entlastung der Anpresseinrichtung auf der jeweils treibenden Wolle von diesen axial wirkenden Stützkräften hat es sich bewährt, das Gehäuse dies Drehkolbens mit einem mit der axial beweglichen Kegelscheibe verbundenen Zylinder zu umgeben, der längsverschiebbar, aber drehfest mit dem Gehäuse verbunden ist, wobei dem so aus Gehäuse und Zy linder gebildeten Druckraum das den Druckkammern des Drehkolbens zugeleitete Druckmittel durch eine Bohrung zugeführt wird, wodurch das.
Druckmittel auch eine Axialkraft auf die bewegliche Kegelscheibe ausübt und damit die Anpresseinrichtung bei der Er zeugungder Stützkräfte unterstützt.
Eine besonders zweckmässige, konstruktive Lö sung für die Ausbildung der Drehantriebseinrichtung ergibt sich dadurch, dass sie aus einem mit der Ge triebeweile verbundenen Steilgewinde und einem mit diesem in Eingriff stehenden, gegenüber der Getriebe welle drehbaren und längsverschiebbaren Gewinde gehäuse besteht, das mit der Getriebewelle einen abgeschlossenen Zylinderraum für die durch Längs- und Querbohrungen der Getriebewelle zugeführte Druckflüssigkeit bildet und' das mit der axial ver schiebbaren Kegelscheibe drehfest,
aber axial ver schiebbar verbunden ist. Auch in diesem Falle kann man die Anordnung so treffen, dass das Gewinde gehäuse von einem mit der axial beweglichen Kegel- scheibe verbundenen Zylinder umgeben ist, der längs verschiebbar, aber drehfest mit dem Gewindegehäuse verbunden ist,
und dass zwischen d'em so durch Zyhn- der und Gewindegehäuse gebildeten Druckraum und dem Zylinderraum eine Verbindung für den Durch- tritt des Druckmittels besteht, wodurch dieses ent sprechend seinem Druck eine mehr oder weniger grosse Axialkraft auf die bewegliche Kegelscheibe ausübt.
Auch hier wird also insbesondere die auf der treibenden Welle angeordnete Anpresseinrichtung teilweise von der Erzeugung der axialen Stützkräfte entlastet.
Auf der Zeichnung sind Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes dargestellt, und zwar zeigen: Fig. 1 in schematischer Darstellung als Teillängs- schnitt eine erste Ausführungsform des erfindungsge mässen Getriebes, Fig.2 einen Schnitt nach der Linie 11-I3 der Fig. 1,
Fig. 3 einen teilweisen Längsschnitt eines Schei bensatzes für eine zweite Ausführungsform und Fig. 4 einen der Fig. 3 entsprechenden teilweisen Längsschnitt durch eine dritte Ausführungsform.
Die drei Ausführungsformen. nach den Fig. 1 und 2 sowie 3 und 4 unterscheiden sich lediglich durch die konstruktive Gestaltung des Drehkolbens. Deshalb werden .in allen Figuren für gleiche Teile gleiche Be zugszeichen verwendet. Die Ausführungsbeispiele nach den Fig. 3 und 4 sind im Zusammenhang mit Fig. 1 zu verstehen.
Das in Fig. 1 im schematischen Teillängsschnitt dargestellte stufenlos verstellbare Getriebe besteht aus zwei untereinander gleichen Scheibensätzen, die in einem in der Zeichnung nicht dargestellten Ge triebegehäuse drehbar gelagert sind. Der eine Schei bensatz wird von einer Getriebewelle 1 getragen, der zweite gleichartig ausgebildete von einer Getriebe welle 2.
Auf den Wellen 1 und 2 sind Kegelscheiben 3, 4 und 5, 6 angeordnet. Die Kegelscheiben 4 und 6 sind auf den Wellen 1 und 2 drehbar und axial ver schiebbar gelagert. Die Kegelscheiben 3 und 5 sind auf den Naben der Kegelscheiben 4 und 6 gelagert und drehfest mit den Kegelscheiben 4 und 6 verbun den. Die Kegelscheiben 3 und. 5 sind über Längs kugellager 7 und 8 gegen je einen Wellenbund 9 und 10 abgestützt, so dass sie :in axialer Richtung nicht ausweichen können.
Zwischen den Kegelscheiben paaren 3, 4 und 5, 6 auf den Wellen 1 und 2 ist als übertragungsorgan ein als Gliederkette 11 ausgebil deterendloser Zugmittelstrang vorgesehen. Man kann in bekannter Weise die Übersetzung eines solchen Getriebes stufenlos ändern, wenn man den axialen Abstand zwischen d en Kegelscheiben 3, 4 verkleinert und gleichzeitig den axialen Abstand zwischen den Kegelscheiben 5, 6 vergrössert, so dass die Kette zwi schen d.:
n Kegelscheiben 3, 4 auf einem grösseren und zwischen den Kegelscheiben 5, 6 auf einem kleineren Radius läuft und umgekehrt.
In den Stirnflächen 12 und 13 der axial beweg lichen Kegelscheiben 4 und 6 sind Kurvenbahnen 14 und 15 angeordnet, deren funktionswichtige Flächen die Form von Schraubenflächen einsinniger, aber veränderlicher Steigung aufweisen. Gleichartig ge staltete Schraubenflächen 16 und<B>17</B> sind in die Stirn flächen von mit den Wellen 1 bzw. 2 fest verbundenen Kurvenmuffen 18 und 19 eingearbeitet. Zwischen den einander gegenüberliegenden Kurvenbahnen 14 und 16 einerseits und 15 und 17 anderseits liegen Kugeln 20 bzw. 21, die von je einem Kugelkäfig 22 bzw. 23 gehalten sind. Im dargestellten Ausführungsbeispiel finden sich auf dem Umfang der Stirnflächen von Kegelscheiben und Kurvenmuffen gleichmässig ver teilt je drei solcher Kurvenbahnen und dementspre chend auch drei Kugeln.
Das dargestellte Getriebe ist nur für eine Drehrichtung vorgesehen, weshalb die Schraubenflächen 1416 und 15/17 nur in der einen Richtung ansteigen.
Auf den Wellen 1 und 2 sind ausserdem je ein Drehkolben 14 und 25 vorgesehen. Diese Drehkolben haben, wie Fig.2 deutlich zeigt, eine Anzahl (hier drei) fest mit der Welle 1 bzw. 2 verbundene ra dial stehende Wände 26 bzw. 27. Sie sind von einem die Getriebewelle und die Wände 26 bzw. 27 um fassenden Gehäuse 28 bzw. 29 umgeben, das diese Wände dicht umschliesst und seinerseits radial nach innen gerichtete Wän'd'e 30 bzw. 31 aufweist, die mit den Wänden 26 bzw. 27 Druckkammern 32 bzw. 33 für die Druckflüssigkeitbilden, die durch Längsboh rungen 34 bzw. 35 und Radialbohrungen 36 bzw. 37 in die Druckkammern eingeleitet wird.
Aus. der Darstellung ist ersichtlich, dass der Druck der Druck flüssigkeit in den Druckkammern 32 ein Drehmo ment im Sinne des eingezeichneten Pfeiles Ml auf das Gehäuse 28 zum Drehkolben 24 auf der Welle 1 ausübt. Die Grösse dieses Drehmomentes hängt; bei gegebenen Abmessungen nur von der Grösse des Flüssigkeitsdruckes ab.
Das Gehäuse 28 zum Drehkolben 24 auf der Welle 1 und ebenso das Gehäuse 29 zum Drehkolben 25 auf der Welle 2 ist drehfest mit der axialbeweg- lichen Scheibe 4 bzw. 6 durch eine Verbindungs muffe 38 bzw. 39 verbunden, die aber gegenüber dem Gehäuse 28 bzw. 29 längsverschiebbar ist, während die Gehäuse zum Drehkolben auf den Wel len 1 bzw. 2 gegen axiale Verschiebung gesichert gelagert sind, was in Fig. 1 nur schematisch darge stellt ist.
Die hydraulische Steuerung dieses Getriebes be steht aus einer Zahnradpumpe 40, welche Druck flüssigkeit, z. B. Öl, aus einem Vorratsbehälter 41, der zugleich der Ölsumpf des stufenlos verstellbaren Getriebes sein kann, ansaugt und einem Steuerschie ber 42 zuleitet. In der Zuleitung ist ein überdruck- ventil eingebaut, um den maximalen Förderdruck der Zahnradpumpe 40 begrenzen zu können. Etwaige Überschussmengen fliessen dann über die Rücklauf leitung 43 in den Ölsumpf zurück.
Der Steuerschie ber 42 besteht aus einem zylindrischen Gehäuse 44, in dem längsverschiebbar eine Kolbenstange 45 mit vier Kolben 46a bis 46d längsverschiebbar gelagert ist. Diese vier Kolben 'bilden drei Zylinderräume. Dem mittleren( Zylinderraum 47 zwischen den Kol ben 46b und 46c wird das von der Pumpe gelieferte Drucköl zugeleitet. In der Mittelstellung der Kolben stange sind: die beiden Kolben 46b und 46c von je einer Ringnut im Steuerzylinder 44 umgeben, die geringfügig breiter ist als die Breite dieser Kolben.
Deshalb kann in der Mittelstellung der Kolbenstange 45 das in den mittleren Zylinderraum eintretende Drucköl durch die beiderseits der Kolben 46b und 46c verbleibende Ringspalte in die Ringnuten 48 und 49 eintreten und von da aus in die beiden seit lichen Zylinderräume 50 und 51 strömen. Von die sen beiden Zylinderräumen kann das Öl in den Öl sumpf 41 über die Leitungen 52 und 53 zurückströ men. In der Rücklaufleitung ist ein einstellbares überdruckventil 54 eingeschaltet, das im allgemeinen auf einen sehr kleinen Öffnungsdruck eingestellt ist.
Von dien beiden Ringnuten 48 und 49 führen je eine Leitung 55 und 56 zu den Wellenbohrungen 3436 bzw. 35/37 und damit in die Druckkammern 32 bzw. 33 der Drehkolben. In der Mittelstellung der Kolbenstange 45 wird der Druck in dien Druck kammern 32 und 33 durch die Einstellung des über druckventils 54 bestimmt.
Die Kolbenstange 45 ist an einem zweiarmigen Hebel 60 angelenkt, dessen eines Ende 61 zur Be tätigung von aussen vorgesehen ist, z. B. durch Hand- oder eine Servo-Steuerung, während das andere Ende 62 in eine Ringnut 63 am Umfang der axial beweg lichen Kegelscheibe 6 eingreift.
Die Wirkungsweise des beschriebenen Getriebes ist folgende: Es sei angenommen, das Getriebe be finde sich in der in der Zeichnung Fig. 1 dargestell ten Stellung, wobei es etwa in der übersetzungsstel- lung 1 : 1 steht, und die Kolbenstange 45 befinde sich in der Mittellage. Es sei weiterhin angenommen, das Getriebe werde an seiner Welle 1 in Richtung dies Pfeiles n1 angetrieben, z. B. von einem Motor. Dann wirkt an dieser treibenden Welle 1 ein Dreh moment in Richtung dies Pfeiles Ml.
Die getriebene Welle 2 wird in Richtung dies Pfeiles n," gedreht, und es sei angenommen, dass diese getriebene Welle irgendeine Maschine antreibe, die zu ihrem Antrieb ein bestimmtes Drehmoment benötige, das nun auf die Welle 2 im Sinne des Pfeiles M, wirkt.
Beim Übertragen eines Drehmomentes vom Ke- gelscheibenpaar 5, 6 auf die getriebene Welle 2 wird an den Kurvenbahnen 15, 17 eine Umfangskraft wirksam, die eine dem Drehmoment proportionale und der jeweiligen Neigung der Schraubenflächen entsprechende Anpresskraft von den Kegelscheiben auf die Kette 11 ausübt. Dadurch wandert die Kette 11 ein wenig radial nach aussen. Dies hat zur Folge, dass die Kette 11 zwischen die Kegelscheiben 3,4 auf der Welle 1 tiefer eindringt. Die axial bewegliche Kegelscheibe 6 wird in, axialer Richtung auf die fest stehende Kegelscheibe 5 zu bewegt.
Diese axiale Ausweichbewegung der Kegelscheibe 6 auf der Welle 2 erzeugt über dien zweiarmigen Hebel 60, der mit seinem Ende 62 mit ihr verbunden ist, eine Verschie bung der Kolbenstange 45 im Steuerzylinder 44 in der Zeichnung nach links.
Es sei hier angemerkt, dass die beschriebenen Be wegungen der einzelnen Teile gegeneinander nur ausserordentlich geringfügig sind und praktisch keine Übersetzungsänderung des Getriebes herbeiführen. Wird nämlich die Kolbenstange 45 auch nur zum Beispiel 1/1o mm nach links verschoben - wie beschrieben -, dann wind dem in dem mittleren Zylinderraum 47 des Steuerschiebers 42 eintreten den Drucköl der Zutritt zur Ringnut 49 versperrt, während gleichzeitig dem Drucköl der Zutritt zur Ringnut 48 weiter geöffnet,
dafür aber der Übertritt in den Zylinderraum 50 durch Verengung des Durch= trittsringspaltes verwehrt wird. Die Folge davon ist, dass in der von der Ringnut 49 ausgehenden Leitung 56 zum Drehkolben auf der getriebenen Welle 2 nur ein geringer Druck herrscht, der im wesentlichen durch die Einstellung dies Überdruckventils 54 be stimmt ist. In der von der Ringnut 48 ausgehenden Leitung 55 zum Drehkolben 24 auf der Welle 1 aber herrscht ein wesentlich erhöhter Druck.
Dieser Druck, der auch in den Druckkammern 32 des Drehkolbens wirksam wird, erzeugt ein Drehmoment, welches das Gehäuse 28 des Drehkolbens relativ zur Welle 1 im Sinne des in Fig. 1 eingezeichneten Pfeiles M1 zu verdrehen sucht. Dieses vom Drehkolben 24 gelieferte Drehmoment und, die Drehungstendenz ent spricht also der Richtung nach den Pfeilen n1 und M1 an der Welle 1.
Durch die Kupplungsmuffe 38 werden auch die Kegelscheiben 3 und 4 unter der Wirkung dieses vom Drehkolben gelieferten Dreh momentes im Sinne der Pfeile n1 und M1 an, der Welle 1 gedreht. Eine solche Drehung relativ zur Welle kann aber nur vor sich gehen, wenn dabei die Kugeln 20 in der Anpress'einrichtung auf der Welle 1 an den Kurvenbahnen 14 und 16 aufwärts laufen, was eine Verschiebung der axial beweglichen Kegel scheibe in Richtung auf die feststehende Kegelscheibe 3 zu verursacht.
Dieser Bewegung bietet aber die zwischen den Kegelscheiben 3 und 4 laufende Kette 11 Einshalt, die ja bereits unter der Wirkung der axialen Anpresskraft an der Welle 2 tiefer zwischen die Kegelscheiben 3 und 4 eindringen will.
Es stellt sich also zwischen der auf die Kegel scheibe 6 wirkenden axialen Anpresskraft, welche von der mechanischen Anpresseinrichtung 19/21/13 auf der Welle 2 erzeugt wird, und der in der Anpress- einrichtung 12/20/18 auf der Welle 1 erzeugten, auf die Kegelscheibe 4 wirkenden axialen Stützkraft über die Kette 11 ein Gleichgewichtszustand ein,
der durch ausserordentlich geringfügige axiale Verschiebungen der beweglichen Kegelscheibe 6 über die hydraulische Steuerung aufrechterhalten wird. Auf der treibenden Seite wird das eingeleitete Drehmoment Ml in vol ler Höhe durch die in den Druckkammern 32 des Drehkolbens wirkende hydraulische Kraft unmittel- bar auf die Kegelscheiben 3, 4 übertragen. Die An presseinrichtung auf der Welle 1 hat lediglich die Aufgabe,
eine axiale Stützkraft zu erzeugen, welche der vorn der Kette 11 auf die Scheibe 4 ausgeübten Spreizkraft das Gleichgewicht und: damit die Scheibe 4 in ihrer für die gewählte Übersetzung erforderlichen axialen Lage hält.
Der Drehkolben auf der Welle 2 ist hydraulisch entlastet, wenn auch in dessen Druckkammern wegen des Überdruckventils 54 ein geringer Restdruck vor handen ist. Das von der angetriebenen Maschine auf die Welle 2 wirkende Drehmoment M2 wird über die Anpresseinrichtung 19/21/13 auf die Kegelschei ben 5, 6 übertragen, wobei gleichzeitig eine axiale Anpresskraft entsteht,
durch die die Kegelscheiben 5 und 6 gegen die Kette 11 gepresst werdem Die Grösse -dieser axialen Anpresskraft wird bestimmt durch das an der Welle 2 wirkende Drehmoment M2 und ausserdem vom örtlichen Neigungswinkel der Kurven bahnen 15 und 17, an denen die Kugeln 21 in diesem Augenblick liegen. Dieser Arbeitspunkt der Kugeln wiederum bestimmt die Lage der Kette 11 zwischen den Scheiben 5, 6 und, 3,
4 und damit das überset- zungsverhältnis. Die Anpresskraft ist also auch von der jeweils eingestellten Übersetzung abhängig.
Es sei nun nur angenommen, das an der ge triebenen Welle 2 wirkende Drehmoment M2 ver grössere sich plötzlich, beispielsweise auf den doppel ten Betrag, dann wird auch die axiale Anpresskraft doppelt so gross, und die Kette 11 versucht unter der Wirkung dieser grösseren axialen Anpreisung zwi schen den Scheiben 5, 6 nach aussen zu wandern.
Die Folge ist eine Verschiebung der axial beweglichen Kegelscheibe 6 nach links, wodurch im Drehkolben 24 sofort ein steiler Druckanstieg entsteht, weil ja auch die Kolbenstange 45 mit nach links bewegt wird.
Es wirkt also auf die Kegelscheibe 4 ein we sentlich höheres Drehmoment, welches dafür sorgt, d'ass die Kegelscheibe 4 der Welle 1 und damit der Kurvenmuffe 18 vorauseilen will. Dies hat zur Folge, dass die Kugeln 20 die Tendenz haben, aufwärts zu laufen, wodurch aber die Kegelscheibe 4 entspre chend der erhöhten Spreizkraft der Kette mit grosser Kraft auf die Scheibe 3 zu angepresst, d. h. abge- stützt wird.
Es genügt hierzu eine ausserordentlich geringe Verschiebung der Kegelscheibe 6 in der Zeichnung nach links, um wieder Gleichgewicht zwi schen der doppelt so hohen Anpressunig an der ge- triebenen Welle 2 und dem erhöhten Drehmoment bedarf an der treibenden Welle 1 herzustellen, wobei sich die Übersetzung. des Getriebes praktisch über haupt nicht ändert. Gleiches gilt natürlich auch bei Verminderung des Drehmomentenbedarfs an - der Welle 2.
Eine willkürliche Übersetzungsänderung lässt sich durch Betätigung des Endes 61 des zweiarmigen He bels 60 herbeiführen. Bewegt man das Ende 61 in der Zeichnung z. B. nach links, dann erzeugt man im Drehkolben 24 auf der Welle 1 einen höheren Druck, was zur Folge hat, dass die axial bewegliche Kegel scheibe 4 mit grösserem Drehmoment angetrieben wird, der Welle vorauseilt und deshalb von der An- presseinrichtung (Hochlaufen der Kugeln 20) mit grösserer Kraft als bisher auf der Zeichnung nach rechts gepresst wird mit der Folge, dass die Kette zwischen den Kegelscheiben 3,
4 auf der treibenden Welle einen grösseren Laufradius einnimmt, während sie zwischen die Kegelscheiben 5, 6 tiefer eindringt. Durch die axiale Bewegung der Kegelscheibe 6 nach rechts wird auch der Steuerschieber wieder in seine Normallage zurückgeführt, so dass sich bei einer neuen Übersetzung ein neuer Gleichgewichtszustand zwischen der Anpresskraft an der Welle 2 und der Stützkraft an der Welle 1 einspielt. Gleiches gilt selbstverständlich für eine willkürliche übersetzungs- änderun@g in der anderen Richtung.
Es kommt beim, praktischen Einsatz solcher Ge triebe nicht selten vor, diass die über die Welle 2 an zutreibende, das Getriebe an dieser Welle also mit einem Drehmoment M2 abbremsende Maschine plötzlich selbst anfängt, das Getriebe an der Welle 2 anzutreiben. Beispiel: Kraftfahrzeug. Bei Bergauf- fahrt treibt der Motor die Welle 1 an, und über die Welle 2 werden die Treibräder des Fahrzeugs ange trieben..
Wird aus der Bergauffahrt nach überwin- dung der Steigung eine Bergabfahrt, dann treibt nun das Fahrzeug das Getriebe an der Welle 2 und über die Welle 1 auch den Motor an. Die Drehmoment einrichtung hat also gewechselt.
Es ist jetzt also die Welle 2 zur Antriebswelle geworden, und es wirkt dort ein Drehmoment in Richtung dies gestrichelt eingezeichneten Pfeiles M2. In gleicher Weise isst die Welle 1 zur getriebenen Welle geworden, und dort wirkt dementsprechend ein Drehmoment in Rich tung des gestrichelt eingezeichneten Pfeiles Ml .
In einem solchen Falle verhält sich das erfindungs- gemässe Getriebe durch die beschriebene Anordnung und Kombination der Kurvenmuffen, der Drehkol bei und der hydraulischen Steuerung wie folgt:
Die Welle 2 und damit die fest mit ihr verbun dene Kurvenmuffe 19 versucht gegenüber dem Ke- gelscheibenpaar 5, 6 vorzueilen mit der Folge, d@ass nun die Kugeln 21 geringfügig an den Kurvedbah- nen 15 und 17 abwärts laufen.
Die axial bewegliche Kegelscheibe 6 kann sich dadurch in der Zeichnung nach rechts verschieben und die Kette 11 ein: wenig tiefer zwischen die Kegelscheiben 5, 6 eindringen und dementsprechend zwischen den Kegelscheiben 3, 4 einen grösseren Laufradius einnehmen.
Die axial bewegliche Kegelscheibe 6 auf der Welle 2 nimmt bei ihrer Ausweichbewegung nach rechts den zweiarmigen Hebel 60 der hydraulischen Steuerung mit, wodurch dem Drucköl aus: dem Zylinderraum 47 der Zutritt zur Leitung 55 und damit zum Drehkolben 24 auf der Welle 1 abgesperrt wird, während gleichzeitig für das, Drucköl der Zutritt zur Ringnut 49 und damit zur Leitung 56 und dem Drehkolben 25 auf der Welle 2 geöffnet wird.
Der Druck in den Druckkammern 32 des Drehkolbens 24 auf der Welle 1 geht also nahezu auf Null zurück, so dass kein Drehmoment mehr vom Drehkolben auf die Scheibe 4 ausgeübt werden kann. Das Drehmoment M; wird vielmehr jetzt von der Welle 1 über :die Kurvenmuffe 18 und die Kugeln 20 auf die Scheibe 4 übertragen.
Die Anpress- einrichtung übernimmt also in der Stellung, in der sie bisher stand, die übartragung des (abtriebsseitigen) Drehmomentes Ml', während der bisher druckent lastete Drehkolben 25 auf der Welle 2, die jetzt An triebswelle ist, die Übertragung des Drehmomentes auf die axial bewegliche Kegelscheibe 6 übernimmt.
Die auf diese Weise vom Drehkolben angetriebene Kogelscheibe 6 versucht der Welle vorzueilen, so dass die Kugeln 21 der auf der Welle 2 angeordneten An- presseinrichtung an dien Kurvenbahnen 15 und 17 wieder emporlaufen wollen, wodurch die Kegel scheibe 6, in der Zeichnung axial nach links ver schoben wird und die tiefer eingedrungene Kette 11 wieder nach aussen zu drücken versucht,
bis sich wieder Gleichgewicht zwischen der nunmehr von der Anpresseinrichtung 18/20/12 auf der Welle 1 mechanisch erzeugten Anpresskraft und der auf der Welle 2 über den Drehkolben 25 und die Anpress- einrichtung 19/21/13 erzeugten Stützkraft eingestellt hat. Dabei sind nur ganz geringfügige Relativbewe gungen zwischen den Kurvenmuffen 18 bzw. 19 auf den Wellen 1 und' 2 und -den zugehörigen axial ver- schiebibaren Kegelscheiben 4 und 5 erforderlich gewesen.
Die Anpresseinrichtungen brauchen also bei einer Drehmomentenumkehr nicht wie bei dien bisher bekanntgewordenen Getrieben einen Umschlagweg zurückzulegen, der bis zu 100 betragen konnte, um ihre neuen Positionen auf gegensinnig ansteigenden Kurvenbahnen zu erreichen. Es fallen also auch die schlagartigen Bean:spruch:ungen weg.
Ausserdem steht bei dem Getriebe gemäss,der vorliegenden Erfindung die Kette auch beim Wechsel der Drehmomentein- richtung dauernd unter einer Anpressung, die der Grösse des Drehmoments und der gewählten Über setzung entspricht.
Fig. 3 zeigt eine nur unwesentlich geänderte Aus führungsform, die anhand eines Teilschnittes des Scheibensatzes auf der Welle 1 in der Darstellungs weise der Fig. 1 nachstehend erläutert wird. An die Stelle der in Fig. 1 dargestellten Verbindungsmuffe 38 zwischen Drehkolbengehäuse 28 und Kegel scheibe 4 ist hier ein mit der Kegelscheibe 4 ver bundener Zylinder 70 getreten, der ebenfalls wieder mit dem Drehkolbengehäuse 28 drehfest, aber axial zu diesem verschiebbar angeordnet ist.
Mit Hilfe einer Dichtung 71 wird ein Druckraum 72 im Zylin der 70 gebildet, der einerseits durch die Kegelscheibe 4 und anderseits durch das Drehkolbengehäuse abge schlossen ist. über die Längsbohrung 34 in der Welle 1 wird das Drucköl über die Radialbohrungen 36 nicht nur den Druckkammern 32 des Drehkolbens 24, sondern über eine weitere Radialbohrung 73 auch dem Druckraum 72 zugeleitet.
In diesem Falle erzeugt also der Öldruck in den Druckkammern des Drehkolbens 24 ein Drehmoment, das wie bisher auf die axial bewegliche Kegelscheibe 4 übertragen wird, gleichzeitig aber erzeugt der Öldruck in der Druck kammer 72 eine Axialkraft auf die bewegliche Ke gelscheibe 4 in Richtung auf die axial festgelegte Kegelscheibe 3 zu. Die Folge davon ist, dass die An presseinrichtung <B>18/20/12</B> bei der Erzeugung der auf die Kegelscheibe 4 wirkenden Stützkraft teilweise ent lastet wird. Dieselbe Anordnung, wie soeben 'be schrieben, findet sich bei dieser Ausführungsform selbstverständlich auch auf der Welle 2.
Im übrigen ist die Wirkungsweise in allen Teilen die gleiche, wie sie anhand der Fig. 1 und 2 beschrieben worden ist, lediglich mit dem Unterschied, dass nunmehr die Druckflüssigkeit auf der jeweils trei'bend'en Seite auch noch eine axiale Stützkraft auf die bewegliche Kegel scheibe ausübt, um die zugehörige Anpresseinrichtung bei :der Erzeugung dieser Stützkraft teilweise zu ent lasten.
Eine weitere Ausführungsform für die Ausbildung des Drehkolbens ist in Fig. 4 dargestellt, die ebenfalls einen Teillängsschnitt gemäss Fig. 3 durch den Schei bensatz auf Welle 1 zeigt.
Hier besteht der Dreh kolben 80 nicht wie bei :den ersten beiden Ausfüh rungsbeispielen aus radial stehenden, mit der Welle verbundenen Wänden und einem Drehkolbengehäuse mit radial nach innen gerichteten Wänden, die mit den erstgenannten Wänden Druckkammern bilden, sondern vielmehr aus einem mit der Welle fest ver bundenen Steilgewinde 81 und einem Gewindege häuse 82, das mit, dem Steilgewinde 81 auf der Welle in Eingriff steht und im übrigen auf der Welle dreh bar und axial verschiebbar gelagert und mit einer Dichtung 83 der Welle gegenüber abgedichtet ist, so dass ein Druckraum 84 entsteht.
Das Gewindegehäuse 82 ist wiederum wie bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 mit Hilfe eines mit der axial beweglichen Kegelscheibe 4 verbundenen Zylinders 85 drehfest, aber axial verschiebbar verbunden und ebenfalls nach aussen durch eine Dichtung 86 abgedichtet,
wodurch ein weiterer Druckraum 87 entsteht. Über eine Längsbohrung 88 und eine Radialbohrung 89 kann das von der hydraulischen Steuereinrichtung gelieferte Drucköl in den Druckraum 84 eintreten. Eine oder mehrere Bohrungen 90 verbinden den Druckraum 87 des Zylinders 85 mit dem Druckraum 84 des Gewindegehäuses.
Erhöht sich beispielsweise durch eine Änderung der Stellung des Steuerschiebers 45 (siehe Fig. 1) der Druck in den Druckräumen 84 und 87, dann wird das Gewindegehäuse 82 in der Zeich nung nach links verschoben und muss sich dabei auf dem Steilgewinde im Uhrzeigersinn drehen.
Diese Drehung wird über den Zylinder 85 auf die axial bewegliche Kegelscheibe 4 übertragen, so dass hier ebenfalls ein Drehmoment vom Drehkolben 80 auf die axial bewegliche Kegelscheibe auf der jeweils treibenden Welle ummittelbar übertragen wird, wie dies bei den vorher beschriebenen Ausführungsbei spielen ebenfalls der Fall war.
Gleichzeitig erzeugt der Druck im Druckraum 87 in ähnlicher Weise wie bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 eine Axial kraft, welche die Anpresseinrichtung auf der jeweils treibenden Wolle von .der Erzeugung der Stützkräfte teilweise entlastet.
Auch hier ist der Scheibensatz auf Welle 2 in, der gleichen Weise ausgebildet, und, die Wirkungsweise des Getriebes ist - abgesehen von den oben geschilderten Unterschieden in der Funktion des Drehkolbens -die gleiche, wie sie anhand der Fig. 1 in aller Ausführlichkeit beschrieben worden ist.
Die Ausführungsform nach Fig. 4 ist insbesondere wegen rein konstruktiver Vorteile bei der Fertigung besonders zweckmässig.
Infinitely variable transmission with traction element running between pairs of conical pulleys There are infinitely variable transmissions with traction elements running between two cone pulley pairs,
in which the axial pressing forces required for the transmission of friction between the friction disks and the traction mechanism are generated with the help of mechanical pressing devices. Among these contact pressures there are b.-preferred constructions with which it is possible to generate axial contact forces:
which are dependent on the respective torque at the observed while, but also on the respective gear ratio. This dependency on the torque load as well as on the translation is particularly useful because it makes it possible to always measure the axial contact pressure so that, on the one hand, they reliably prevent the central strand from slipping through between the friction discs and, on the other hand, never are bigger,
than is absolutely necessary for the transmission of frictional force. Gearboxes of this type generally have pressure devices of similar design both on the driving shaft and on the driven shaft, because it often happens that the torque direction changes in such gearboxes, i.e. H. the previously driving wave becomes a driven wave and vice versa.
In these known transmissions is rotatable on each transmission shaft, but secured against axial displacement environment by a stop, a conical disc is arranged. With this conical pulley, a second conical pulley works together, which is rotatably connected to that, but is arranged axially displaceable ver opposite her.
In the hub end side of the movable conical pulley, several (mostly three) curved paths are evenly distributed around the circumference and have the shape of two oppositely facing helical surfaces with different and variable inclinations.
On the opposite to the cone disc pair freely rotatable gear shaft, a so-called cam sleeve is rotatably arranged, which has cam tracks of the same shape in its annular end face. Between the cam tracks in the end face of the conical disc hub and the cam sleeve are rolling elements, e.g. B. balls.
If a torque is taken from the driven shaft, the balls lying between the cam tracks transmit the torque from the friction disks to the shaft. The balls be in a position on the cam tracks due to the respective gear ratio. At the same time as the torque is transmitted, there are also axially acting pressure forces which press the conical disks against the tensioning strand.
These contact forces are proportional to the torque taken off. their absolute height depends on the circumferential force resulting from the torque and the slope of the curve paths at the point where the balls are - due to the transfer - are straight. On the driving shaft, the torque introduced is transmitted to the conical pulleys in the same way and an axially acting contact pressure is generated.
The compliance with a certain translation can be made in these transmissions so that a hydraulic power piston is arranged between the shaft and the axially movable conical disc on each disc set parallel to the mechanical pressure device, the fluid pressure of which is controlled by a control slide connected to one of the movable conical discs becomes.
The inclination of the oppositely directed helical surfaces of the cam tracks is selected so that the contact forces mechanically generated on the driven shaft are greater than the mechanical counterforces of the driving shaft. A certain translation can only be maintained if the mechanical contact pressure of the driving shaft are supported by hydraulic forces.
To choose a specific translation, i. H. a certain position of the axially movable conical pulleys, the lever connecting the control slide with the conical pulley is formed as a double lever, the free end of which eats freely adjustable.
If the gearbox is equipped with the mechanical pressure device described above, the direction of torque changes while maintaining the direction of rotation, as occurs, for example, in a vehicle gearbox when the vehicle first travels uphill, the engine driving the drive wheels of the vehicle via the gearbox, and then drives downhill with engine braking, whereby the wheels of the vehicle drive the engine via the gearbox,
then the balls must lift off one pair of helical surfaces of the cam tracks at the moment of the torque change and lay against the other pair of helical surfaces of opposite slope. Each of the two shafts performs an angular path with respect to the conical pair of disks arranged on it, the size of which is dependent on the respective translation of this transmission.
Due to this angular path and the impact on the balls on the helical surfaces in their new working point, but then Schlagbean stresses occur, especially when there is. Its considerable rotating masses can have a destructive effect on the transmission parts, apart from the fact that impact and rebound effects can temporarily cancel the frictional connection between the conical pulleys and the traction mechanism.
Attempts have been made to reduce these disadvantages by making the cam sleeves axially displaceable so that they were tracked during the reversal path with the help of a spring to the balls rolling down the cam tracks, while they then rolled up the balls in the new position could be returned to their original position mechanically or hydraulically strongly damped.
However, this solution can only reduce the disadvantages, as they have been explained in detail above, but not eliminate them.
The present invention is intended to solve the task of avoiding this disadvantage of the pressure devices described. In particular, it should be ensured that - while maintaining all the advantages that these pressing devices basically have - no angular paths between the conical disks and the shafts have to be carried out during the torque reversal,
so that no shock loads occur and the law of contact pressure between the conical pulleys and the chain remains fully applicable even when the torque is changed.
This is achieved according to the invention in that, for the purpose of alternate usability of both shafts as driving and driven shaft, both on the driven and on the driving pulley set for a certain direction of rotation, one mechanical pressing device each with only screw surfaces with a pitch direction and one each by:
the hydraulic control device actuated and arranged opposite to the direction of incline of the mechanical pressure device acting rotary drive device,
that the hydraulic rotary drive device and the mechanical pressing device for each pulley set are connected on the one hand to the shaft and on the other hand to the rotatable and axially displaceable conical pulley of each conical pulley pair,
that the respective torque in the driven pulley set is only transmitted from the conical pulleys to the shaft by the mechanical pressure device and in the driving pulley set exclusively through the hydraulic rotary drive device from the shaft to the conical pulleys,
and that in the driving pulley set, part of the circumferential force generated in the hydraulic rotary drive device by means of the control device acts on the mechanical pressing device and by means of this produces an axially acting supporting force that corresponds to the axial force generated by the mechanical pressing device of the driven pulley set maintains the equilibrium via the traction mechanism.
While torque transmission and contact force generation are carried out by the same element - the mechanical pressing device - for the respective driven pulley set, two different organs can be used for this purpose with the respective driving pulley set:
the hydraulic rotary drive device for torque transmission and the mechanical pressing device for generating contact pressure or supporting force. The mechanical pressing device can be arranged on the driving shaft in such a way that the direction of the torque is opposite to the natural direction of action of the inclination of the cam track.
The circumferential force acting in the hydraulic rotary drive device can, however, prevent the balls from lifting off the cam tracks and, by means of the control device which scans the axial disc movement, can be dimensioned so high that the axial force (supporting force) generated by the cam track inclination of the respective gear load is adapted, which means that an unintentional displacement of the axially movable friction disc and thus an unintentional change in gear ratio is prevented.
When changing the torque direction, the pressure balls can remain in contact with the cam tracks with the only difference that the circumferential force that is necessary for contact no longer has to be generated hydraulically, but can come directly from the torque to be transmitted.
The object on which the invention is based is thus achieved. If the transmission is to be optionally usable in either of the two directions of rotation, then ascending cam tracks can be provided in one direction in the pressing device for each direction of rotation. The rotary drive device should then also be able to optionally transmit torques in both directions of rotation.
A number of embodiments have proven effective for the design of the hydraulic rotary drive device. So it can be designed as a rotary piston, which consists of a number of distributed over the circumference of the respective transmission shaft, ra dial arranged on the transmission shaft walls and a housing enclosing the walls, which is rotatable relative to the transmission shaft, but axially fixed and with the axially moveable cone disc rotatably,
but is axially slidably connected and one of the number of walls corresponding number of radially inwardly directed partition walls that form pressure chambers with the walls on the shaft, which the pressure medium from the control member of the hydraulic control device through longitudinal and radial bores in the transmission shaft is fed.
The prevailing pressure of the pressure medium in these pressure chambers thus generates a pure torque that is transmitted from the housing of the rotary piston directly to the axially displaceable conical disk. For this reason, the connection between this conical disk and the housing of the rotary piston is designed in such a way that both are connected to one another in a rotationally fixed manner, but can move one another in the axial direction. In this case - as described - the axial support forces on the drive side are generated exclusively via the mechanical pressure devices.
To relieve the pressure device on the respective driving wool from these axially acting support forces, it has proven useful to surround the housing of this rotary piston with a cylinder connected to the axially movable conical disk, which is connected to the housing in a longitudinally displaceable but rotationally fixed manner Housing and Zy cylinder formed pressure chamber the pressure medium supplied to the pressure chambers of the rotary piston is supplied through a bore, whereby the.
Pressure means also exerts an axial force on the movable conical disk and thus supports the pressing device in generating the supporting forces.
A particularly useful, constructive solution for the formation of the rotary drive device results from the fact that it consists of a coarse thread connected to the Ge gearbox and an engaging with this, relative to the gear shaft rotatable and longitudinally displaceable threaded housing, which with the gear shaft forms a closed cylinder space for the hydraulic fluid supplied through the longitudinal and transverse bores of the gear shaft and 'that rotates with the axially displaceable conical disk,
but is connected axially slidably ver. In this case, too, the arrangement can be made so that the threaded housing is surrounded by a cylinder connected to the axially movable conical disk, which is connected to the threaded housing so that it can be moved longitudinally, but is non-rotatable,
and that between the pressure space formed by the cylinder and threaded housing and the cylinder space there is a connection for the passage of the pressure medium, whereby the pressure medium exerts a more or less large axial force on the movable conical disk according to its pressure.
Here too, in particular, the pressure device arranged on the driving shaft is partially relieved of the generation of the axial supporting forces.
Exemplary embodiments of the subject matter of the invention are shown in the drawing, namely: FIG. 1 shows a schematic representation as a partial longitudinal section of a first embodiment of the gear unit according to the invention, FIG. 2 shows a section along the line 11-13 of FIG.
Fig. 3 is a partial longitudinal section of a disc set for a second embodiment and Fig. 4 is a partial longitudinal section corresponding to FIG. 3 through a third embodiment.
The three embodiments. 1 and 2 and 3 and 4 differ only in the structural design of the rotary piston. Therefore, the same reference symbols are used in all figures for the same parts. The exemplary embodiments according to FIGS. 3 and 4 are to be understood in connection with FIG.
The continuously variable transmission shown in Fig. 1 in schematic partial longitudinal section consists of two mutually identical sets of disks, which are rotatably mounted in a gear housing, not shown in the drawing Ge. One set of disks is carried by a transmission shaft 1, the second, similarly designed, by a transmission shaft 2.
Conical disks 3, 4 and 5, 6 are arranged on shafts 1 and 2. The conical disks 4 and 6 are rotatably mounted on the shafts 1 and 2 and axially displaceable ver. The conical disks 3 and 5 are mounted on the hubs of the conical disks 4 and 6 and rotatably connected to the conical disks 4 and 6 verbun the. The conical disks 3 and. 5 are supported on longitudinal ball bearings 7 and 8 against a respective shaft collar 9 and 10, so that they: can not move in the axial direction.
Between the conical pulleys 3, 4 and 5, 6 on the shafts 1 and 2 is provided as a transmission element as a link chain 11 ausgebil deterendlos traction cord. You can change the translation of such a gear in a known manner, if you reduce the axial distance between the conical disks 3, 4 and at the same time increase the axial distance between the conical disks 5, 6, so that the chain between tween:
n conical disks 3, 4 run on a larger radius and between the conical disks 5, 6 on a smaller radius and vice versa.
In the end faces 12 and 13 of the axially movable union conical disks 4 and 6, cam tracks 14 and 15 are arranged, the functionally important surfaces have the shape of helical surfaces with a unidirectional, but variable slope. Identically designed screw surfaces 16 and 17 are incorporated into the end faces of curved sleeves 18 and 19 that are firmly connected to shafts 1 and 2, respectively. Between the opposing curved tracks 14 and 16 on the one hand and 15 and 17 on the other hand there are balls 20 and 21, which are each held by a ball cage 22 and 23, respectively. In the illustrated embodiment, there are on the circumference of the end faces of the conical disks and cam sleeves evenly ver divides three such cam tracks and accordingly three balls.
The gear shown is only intended for one direction of rotation, which is why the helical surfaces 1416 and 15/17 only increase in one direction.
Rotary pistons 14 and 25 are also provided on each of shafts 1 and 2. These rotary pistons have, as Fig.2 clearly shows, a number (here three) firmly connected to the shaft 1 or 2 ra dial standing walls 26 and 27. They are of a the transmission shaft and the walls 26 and 27 to comprehend Enclosed housing 28 and 29, which tightly encloses these walls and in turn has radially inwardly directed Wän'd'e 30 and 31, which with the walls 26 and 27 form pressure chambers 32 and 33 for the pressure fluid, which ments through longitudinal bores 34 and 35 and radial bores 36 and 37 is introduced into the pressure chambers.
Out. the illustration shows that the pressure of the pressure fluid in the pressure chambers 32 exerts a torque in the sense of the arrow M1 on the housing 28 to the rotary piston 24 on the shaft 1. The size of this torque depends; for the given dimensions, only depends on the size of the fluid pressure.
The housing 28 to the rotary piston 24 on the shaft 1 and also the housing 29 to the rotary piston 25 on the shaft 2 are connected in a rotationally fixed manner to the axially movable disc 4 or 6 by a connecting sleeve 38 or 39, which is opposite the housing 28 or 29 is longitudinally displaceable, while the housing for the rotary piston on the Wel len 1 and 2 are secured against axial displacement, which is only schematically Darge in Fig. 1.
The hydraulic control of this transmission be available from a gear pump 40, which pressure fluid, for. B. oil, from a reservoir 41, which can also be the oil sump of the continuously variable transmission, sucks in and a control slide via 42 is fed. A pressure relief valve is installed in the supply line in order to be able to limit the maximum delivery pressure of the gear pump 40. Any excess quantities then flow back into the oil sump via the return line 43.
The control slide over 42 consists of a cylindrical housing 44 in which a piston rod 45 with four pistons 46a to 46d is mounted so as to be longitudinally displaceable. These four pistons' form three cylinder spaces. The central cylinder chamber 47 between the pistons 46b and 46c is supplied with the pressure oil supplied by the pump. In the central position of the piston rod: the two pistons 46b and 46c are each surrounded by an annular groove in the control cylinder 44, which is slightly wider than the Width of this piston.
Therefore, in the middle position of the piston rod 45, the pressure oil entering the central cylinder space can enter the annular grooves 48 and 49 through the annular gaps remaining on both sides of the pistons 46b and 46c and flow from there into the two cylinder spaces 50 and 51 since union. From the two cylinder chambers sen, the oil in the oil sump 41 via lines 52 and 53 can flow back. In the return line an adjustable pressure relief valve 54 is switched on, which is generally set to a very low opening pressure.
One line 55 and 56 each lead from the two annular grooves 48 and 49 to the shaft bores 3436 and 35/37 and thus into the pressure chambers 32 and 33 of the rotary pistons. In the middle position of the piston rod 45, the pressure in the pressure chambers 32 and 33 is determined by the setting of the pressure valve 54.
The piston rod 45 is hinged to a two-armed lever 60, one end 61 of which is provided for loading from the outside, for. B. by hand or a servo control, while the other end 62 engages in an annular groove 63 on the circumference of the axially movable conical pulley 6 union.
The mode of operation of the transmission described is as follows: It is assumed that the transmission is in the position shown in the drawing FIG. 1, it being approximately in the transmission position 1: 1, and the piston rod 45 is in the Middle position. It is also assumed that the transmission is driven on its shaft 1 in the direction of this arrow n1, z. B. from an engine. Then acts on this driving shaft 1 a torque in the direction of this arrow Ml.
The driven shaft 2 is rotated in the direction of arrow n ", and it is assumed that this driven shaft drives any machine that needs a certain torque to drive it, which now acts on the shaft 2 in the direction of arrow M.
When a torque is transmitted from the pair of conical disks 5, 6 to the driven shaft 2, a circumferential force is effective on the cam tracks 15, 17, which exerts a contact pressure of the conical disks on the chain 11 proportional to the torque and the respective inclination of the screw surfaces. As a result, the chain 11 moves a little radially outward. As a result, the chain 11 penetrates deeper between the conical disks 3, 4 on the shaft 1. The axially movable conical disk 6 is moved in the axial direction towards the stationary conical disk 5.
This axial evasive movement of the conical disk 6 on the shaft 2 generated via the two-armed lever 60, which is connected with its end 62, a displacement of the piston rod 45 in the control cylinder 44 to the left in the drawing.
It should be noted here that the movements of the individual parts against one another are only extremely slight and practically do not change the transmission ratio. If the piston rod 45 is shifted to the left only, for example 1/10 mm - as described - then the pressure oil entering the central cylinder space 47 of the control slide 42 blocks the access to the annular groove 49, while at the same time the pressure oil has access to the annular groove 48 still open,
however, the passage into the cylinder space 50 is prevented by the narrowing of the passage ring gap. The consequence of this is that there is only a low pressure in the line 56 to the rotary piston extending from the annular groove 49 on the driven shaft 2, which pressure is essentially determined by the setting of this pressure relief valve 54. In the line 55 extending from the annular groove 48 to the rotary piston 24 on the shaft 1, however, there is a significantly increased pressure.
This pressure, which is also effective in the pressure chambers 32 of the rotary piston, generates a torque which attempts to rotate the housing 28 of the rotary piston relative to the shaft 1 in the sense of the arrow M1 drawn in FIG. This torque delivered by the rotary piston 24 and the tendency to rotate therefore correspond to the direction according to the arrows n1 and M1 on the shaft 1.
Through the coupling sleeve 38, the conical disks 3 and 4 are rotated under the action of this torque supplied by the rotary piston in the direction of arrows n1 and M1, the shaft 1. Such a rotation relative to the shaft can only take place if the balls 20 in the pressing device on the shaft 1 run upwards on the cam tracks 14 and 16, which shifts the axially movable conical disk in the direction of the stationary conical disk 3 too caused.
This movement is held in place by the chain 11 running between the conical disks 3 and 4, which is already trying to penetrate deeper between the conical disks 3 and 4 under the effect of the axial pressing force on the shaft 2.
There is therefore between the axial contact pressure acting on the conical disk 6, which is generated by the mechanical contact pressure device 19/21/13 on the shaft 2, and that generated in the contact pressure device 12/20/18 on the shaft 1, Axial supporting force acting on the conical pulley 4 via the chain 11 creates a state of equilibrium,
which is maintained by extremely slight axial displacements of the movable conical disk 6 via the hydraulic control. On the driving side, the introduced torque Ml is transmitted in full to the conical disks 3, 4 by the hydraulic force acting in the pressure chambers 32 of the rotary piston. The pressing device on shaft 1 only has the task of
to generate an axial support force which balances the spreading force exerted on the disc 4 at the front of the chain 11 and thus holds the disc 4 in its axial position required for the selected translation.
The rotary piston on the shaft 2 is hydraulically relieved, even if there is a small residual pressure in the pressure chambers because of the pressure relief valve 54. The torque M2 acting on the shaft 2 by the driven machine is transmitted to the conical disks 5, 6 via the pressing device 19/21/13, whereby an axial pressing force is generated at the same time,
by which the conical disks 5 and 6 are pressed against the chain 11 The size of this axial pressing force is determined by the torque M2 acting on the shaft 2 and also by the local angle of inclination of the curves 15 and 17 on which the balls 21 are at this moment lie. This working point of the balls in turn determines the position of the chain 11 between the disks 5, 6 and 3,
4 and thus the transmission ratio. The contact pressure is therefore also dependent on the ratio set in each case.
It is now only assumed that the torque M2 acting on the driven shaft 2 suddenly increases, for example to twice the amount, then the axial contact force is twice as great, and the chain 11 tries under the effect of this greater axial praise between the disks 5, 6 to migrate to the outside.
The result is a displacement of the axially movable conical disk 6 to the left, which immediately results in a steep pressure increase in the rotary piston 24 because the piston rod 45 is also moved to the left.
A significantly higher torque acts on the conical disk 4, which ensures that the conical disk 4 wants to lead the shaft 1 and thus the cam sleeve 18. This has the consequence that the balls 20 have the tendency to run upwards, whereby the conical pulley 4 is pressed against the pulley 3 with great force in accordance with the increased spreading force of the chain, ie. H. is supported.
All that is needed is an extremely small shift of the conical disk 6 to the left in the drawing to restore balance between the twice as high pressure on the driven shaft 2 and the increased torque required on the driving shaft 1, with the translation increasing. the transmission practically does not change at all. The same naturally also applies to a reduction in the torque requirement on shaft 2.
An arbitrary change in translation can be brought about by actuating the end 61 of the two-armed lever 60. Moving the end 61 in the drawing z. B. to the left, then a higher pressure is generated in the rotary piston 24 on the shaft 1, which has the consequence that the axially movable conical disk 4 is driven with a greater torque, leads the shaft and therefore from the pressing device (running up of the Balls 20) is pressed to the right with greater force than before in the drawing, with the result that the chain between the conical disks 3,
4 assumes a larger running radius on the driving shaft, while it penetrates deeper between the conical disks 5, 6. As a result of the axial movement of the conical disk 6 to the right, the control slide is also returned to its normal position, so that a new state of equilibrium between the contact force on the shaft 2 and the supporting force on the shaft 1 is achieved when a new gear ratio occurs. The same applies of course to an arbitrary translation change in the other direction.
In the practical use of such gearboxes, it is not uncommon for the machine to be driven via shaft 2, that is, braking the gearbox on this shaft with a torque M2, suddenly itself to drive the gearbox on shaft 2. Example: motor vehicle. When driving uphill, the motor drives shaft 1, and the drive wheels of the vehicle are driven via shaft 2 ..
If the uphill drive turns into a downhill drive after overcoming the incline, then the vehicle now drives the transmission on shaft 2 and, via shaft 1, also drives the motor. The torque device has changed.
The shaft 2 has now become the drive shaft, and a torque acts there in the direction of the arrow M2 shown in dashed lines. In the same way, the shaft 1 has become a driven shaft, and a torque accordingly acts there in the direction of the dashed arrow Ml.
In such a case the transmission according to the invention behaves as follows due to the described arrangement and combination of the cam sleeves, the rotary piston and the hydraulic control:
The shaft 2 and thus the cam sleeve 19 firmly connected to it tries to lead over the pair of conical disks 5, 6 with the result that the balls 21 now run slightly downwards on the cam tracks 15 and 17.
The axially movable conical pulley 6 can thus move to the right in the drawing and the chain 11 penetrate a little deeper between the conical pulleys 5, 6 and accordingly assume a larger running radius between the conical pulleys 3, 4.
The axially movable conical disk 6 on the shaft 2 takes the two-armed lever 60 of the hydraulic control with it during its evasive movement to the right, whereby the pressure oil from: the cylinder chamber 47, access to the line 55 and thus to the rotary piston 24 on the shaft 1 is blocked while at the same time, the access to the annular groove 49 and thus to the line 56 and the rotary piston 25 on the shaft 2 is opened for the pressure oil.
The pressure in the pressure chambers 32 of the rotary piston 24 on the shaft 1 therefore almost goes back to zero, so that the rotary piston can no longer exert any torque on the disk 4. The torque M; Rather, it is now transmitted from the shaft 1 via: the cam sleeve 18 and the balls 20 to the disk 4.
The pressing device takes over in the position in which it was previously, the transfer of the (output side) torque Ml ', while the previously pressure-relieved rotary piston 25 on the shaft 2, which is now the drive shaft, the transmission of the torque to the axially movable conical disk 6 takes over.
The Kogel disk 6 driven in this way by the rotary piston tries to lead the shaft, so that the balls 21 of the pressing device arranged on the shaft 2 want to run up again on the cam tracks 15 and 17, whereby the conical disk 6 is axially to the left in the drawing is shifted and the chain 11 that has penetrated deeper tries to push it out again,
until equilibrium has been established again between the pressing force now mechanically generated by the pressing device 18/20/12 on the shaft 1 and the supporting force generated on the shaft 2 via the rotary piston 25 and the pressing device 19/21/13. Only very slight relative movements between the cam sleeves 18 and 19 on the shafts 1 and 2 and the associated axially displaceable conical disks 4 and 5 were required.
In the case of a torque reversal, the pressing devices do not need to cover a reversal path that could be up to 100 in order to reach their new positions on oppositely rising cam tracks, as in the case of the previously known gears. The sudden bean: slogans are also dropped.
In addition, in the case of the transmission according to the present invention, even when the torque device is changed, the chain is constantly under pressure that corresponds to the magnitude of the torque and the selected gear ratio.
Fig. 3 shows an only insignificantly changed imple mentation form, which is explained below with reference to a partial section of the set of disks on the shaft 1 in the representation of FIG. In place of the connecting sleeve 38 shown in Fig. 1 between the rotary piston housing 28 and conical disc 4 is here a ver with the conical disc 4 connected cylinder 70, which is also rotatably with the rotary piston housing 28, but axially displaceable to this.
With the help of a seal 71, a pressure chamber 72 is formed in the cylinder 70, which is closed on the one hand by the conical disk 4 and on the other hand by the rotary piston housing abge. Via the longitudinal bore 34 in the shaft 1, the pressure oil is fed via the radial bores 36 not only to the pressure chambers 32 of the rotary piston 24, but also to the pressure chamber 72 via a further radial bore 73.
In this case, the oil pressure in the pressure chambers of the rotary piston 24 generates a torque that is transmitted as before to the axially movable conical pulley 4, but at the same time the oil pressure in the pressure chamber 72 generates an axial force on the movable cone 4 in the direction of the axially fixed conical disk 3 to. The consequence of this is that the pressing device <B> 18/20/12 </B> is partially relieved when the supporting force acting on the conical pulley 4 is generated. The same arrangement as just described can of course also be found on the shaft 2 in this embodiment.
Otherwise, the mode of operation is the same in all parts as has been described with reference to FIGS. 1 and 2, with the only difference that now the pressure fluid on the respective driving side also has an axial support force on the movable side Conical disk exerts to the associated pressing device in: the generation of this supporting force to partially relieve ent.
Another embodiment for the formation of the rotary piston is shown in FIG. 4, which also shows a partial longitudinal section according to FIG. 3 through the disc set on shaft 1.
Here the rotary piston 80 does not exist as in: the first two Ausfüh approximately examples of radially standing walls connected to the shaft and a rotary piston housing with radially inwardly directed walls that form pressure chambers with the first-mentioned walls, but rather from a fixed to the shaft ver related coarse thread 81 and a thread housing 82 which engages with the coarse thread 81 on the shaft and is otherwise rotatably and axially displaceable on the shaft and sealed with a seal 83 from the shaft, so that a pressure chamber 84 arises.
The threaded housing 82 is again, as in the embodiment according to FIG. 3, non-rotatably but axially displaceably connected with the aid of a cylinder 85 connected to the axially movable conical disk 4 and also sealed to the outside by a seal 86
whereby a further pressure chamber 87 is created. The pressure oil supplied by the hydraulic control device can enter the pressure chamber 84 via a longitudinal bore 88 and a radial bore 89. One or more bores 90 connect the pressure chamber 87 of the cylinder 85 with the pressure chamber 84 of the threaded housing.
If, for example, the pressure in the pressure chambers 84 and 87 increases due to a change in the position of the control slide 45 (see FIG. 1), the threaded housing 82 is moved to the left in the drawing and has to rotate clockwise on the coarse thread.
This rotation is transmitted via the cylinder 85 to the axially movable conical pulley 4, so that a torque from the rotary piston 80 is also transmitted directly to the axially movable conical pulley on the respective driving shaft, as was also the case with the aforementioned Ausführungsbei play .
At the same time, the pressure in the pressure chamber 87 generates an axial force in a manner similar to that in the exemplary embodiment according to FIG. 3, which partially relieves the pressure device on the respective driving wool from generating the supporting forces.
Here, too, the set of disks on shaft 2 is designed in the same way, and the mode of operation of the transmission is - apart from the differences in the function of the rotary piston described above - the same as has been described in detail with reference to FIG is.
The embodiment according to FIG. 4 is particularly useful in particular because of purely structural advantages in manufacture.