Kugelreibgetriebe Es sind in ihrer Übersetzung stufenlos veränderli che Kugelreibgetriebe bekannt, bei denen die Kraft übertragung zwischen An- und Abtriebwelle durch nur eine Kugel erfolgt, die zwischen zwei auf den Enden dieser Wellen befindlichen Hohlkegelscheiben verschiebbar und durch eine in ihrer Grössei in Ab hängigkeit vom abgenommenen Drehmoment verän derliche und damit steuerbare Druckkraft einge klemmt ist.
Bei bekannten Bauarten derartiger Kugelgetriebe wird die Verschiebung der Kugel und damit die Än derung des Übersetzungsverhältnisses durch eine Steuerplatte bzw. einen Käfig bewirkt. Diese Füh rungselemente für die Kugel befinden sich zwischen den Hohlkegelscheiben und die Kugel wird von ihnen allseitig umfasst. Durch Verschieben der Führungs elemente senkrecht zur Richtung der Achsen der Wellen wird die Lage der Kugel zwischen den Hohl kegelscheiben und damit das Übersetzungsverhältnis geändert.
Man hat die bei derartigen die Kugel umfassen den Führungselementen auftretenden Verschleissrei- bungen dadurch zu vermindern versucht, dass man zwischen Steuerplatte und Übertragungskugel ein Kugellager anordnete, das mit seinem Aussenring in der Steuerplatte sitzt und mit seinem Innenring die Übertragungskugel käfigartig umgreift.
Die Verwendung eines Kugellagers ergibt aber gewisse konstruktive Schwierigkeiten. Der radialen Verschiebung entspricht eine Kugelverschiebung in axialer Richtung. Die Kugel darf also im Innenring des Kugellagers nur mit entsprechend grosser Tole ranz gefasst werden, so dass also die für den Innen ring übliche feste Kugellagerfassung nicht angewen det werden darf. Hierdurch entsteht der Nachteil, dass die Mit nahme des Kugellager-Innenringes durch die Kugel nicht durch Festsitzverbindung, sondern nur durch eine Reibungskraft erfolgt. Diese Reibungskraft ist abhängig von dem Steuerdruck zur Verschiebung der Kugel.
Bei geringem Steuerdruck, wenn keine Dreh zahländerung vorgenommen wird, ist die Reibungs kraft zwischen Übertragungskugel und Kugellager- Innenring sehr gering, so dass zwischen beiden Tei len leicht ein Schleifen gegeneinander mit schnellem Verschleiss eintritt, was sehr nachteilig ist.
Auch wenn man zur Fassung der Kugel in der Steuerplatte ein seitlich verschiebbares Rollenlager verwendet, ist es nicht möglich, die Kugel im Innenring des Lagers mit Festsitz zu fassen, denn dann würde die Kugel keine allseitige Lauffreiheit mehr haben, so dass die Kraftübertragung stets auf den gleichen Laufkreisen der Kugel vorgenommen wird, was zu schnellem Ver- schleiss führt, und ausserdem schwingt die Polachse während der Kugelverschiebung etwas. Wenn sie aber an dieser Schwingung verhindert wird, tritt eine Verschleissvergrösserung zwischen Kugel und Hohl kegelscheibe auf.
Alle bekannten, die Kugel umfassenden Füh rungselemente, besassen nicht nur den Nachteil eines zwangsläufig hohen Verschleisses. sondern erforder ten auch einen wesentlichen konstruktiven Aufwand. Beim Austausch dieser, einem verstärkten Ver- schleiss unterliegenden Führungselemente, ist die Demontage des Getriebes erforderlich, da die Füh rungselemente die zwischen den Kegeln nicht heraus nehmbare Kugel umfassen. Infolgedessen haben der artig ausgebildete Kugelreibungsgetriebe keine prak tische Bedeutung erlangen können.
Bei einer weiterhin bekannten Bauart von Kugel getrieben war man bestrebt, die geschilderten Nach- teile zu vermeiden, indem die Wellen der Hohlkegel scheiben als Hohlwellen ausgebildet wurden und in nerhalb der Achsen dieser Hohlwellen einseitig oder beidseitig die Kugel berührende Steuerstifte zur Veränderung der Eingriffsstelle der Kugel zwischen den Hohlkegelscheiben axial verschiebbar angeord net waren.
Eine derartige Ausbildung eines Kugelgetriebes ist jedoch sehr kompliziert und empfindlich und ver langt auch zur Betätigung der innerhalb der Hohlwel len angeordneten Steuerstifte eine kostspielige Kon struktion. Ausserdem geht durch die in den Wellen angeordneten Steuerstifte so viel Platz von der Nutz fläche des Hohlkegels verloren, dass dadurch der Verstellbereich zwangsläufig eingeschränkt wird.
Der letztgenannte Nachteil bei dieser Bauart lässt sich auch nicht dadurch beseitigen, dass man den Kegel- winkel der Hohlkegelscheiben vergrösserte, weil hierdurch keine nennenswerte Vergrösserung des Verstellbereiches erzielt werden könnte, da bei dieser Bauart mit wachsendem Kegelwinkel auch der Durchmesser der in den Kegeln angeordneten Steuer stifte auf Kosten der Nutzfläche vergrössert werden müsste, um die Kugel durch die Steuerstifte über haupt noch führen zu können.
Die Erfindung betrifft ein Kugelreibgetriebe, bei dem die Kraftübertragung zwischen An- und Ab triebswelle durch nur eine Kugel erfolgt, welche zwi schen zwei auf den Enden zweier Wellen befindlichen Hohlkegelscheiben verschiebbar ist.
Die Erfindung hat sich die Aufgabe gestellt, die geschilderten Nach teile der bekannten Kugelreibgetriebe zu beseitigen und insbesondere ein Getriebe dieser Art zu schaffen, welches bei einfachem und unempfindlichem Aufbau sowie langer Lebensdauer einen grossen Regelbe reich ermöglicht. Das erfindungsgemässe Kugelreib- getriebe, bei welchem zwischen zwei achsparallelen,
exzentrisch zueinander versetzten Hohlkegelscheiben eine Kugel als Übertragungselement und eine quer zu den Kegeldrehachsen bewegbare Verstellvorrichtung angeordnet ist, durch die die Lage der Kugel auf den Kegelflächen und damit das Übersetzungsverhältnis stufenlos verändert werden kann, ist dadurch ge kennzeichnet, dass die Verstellvorrichtung einen ein seitigen, senkrecht oder schräg zu den Drehachsen der Kegel verstellbaren Anschlag besitzt,
welcher die Änderungen der Lage der Kugel auf den Kegelflä chen begrenzt.
Das Getriebe nach der Erfindung weist den Vor teil eines besonders einfachen und unempfindlichen Aufbaues auf, welcher auch eine einfache Montage und eine leichte Auswechselung der Verstellvorrich- tung ermöglicht.
Ein weiterer Vorteil besteht darin, dass bei diesem Getriebe keine zusätzliche Hemmung des Kugelablaufes und kein zusätzlicher Verschleiss durch die Kugel umfassende Führungselemente auf treten, so dass das Übersetzungsverhältnis damit konstant gehalten werden kann.
Die Bewegung der Kugel von einer Einkeilseite auf die andere bei Dreh richtungswechseln erfolgt ungehindert und ohne ge- fährliche Schläge, was insbesondere von Bedeutung ist, wenn diese Drehrichtungswechsel häufig und plötzlich auftreten, wie es bei verschiedenen Anwen- dungsfällen derartiger Getriebe verlangt wird. Ein weiterer bedeutsamer Vorteil, welcher durch die Er findung erzielt wird, besteht jedoch darin, dass die Wahl eines sehr flachen Winkels der Kegelscheiben von beispielsweise bis zu 150 ermöglicht wird, wobei die Nutzfläche der Hohlkegel nicht,
wie bei der bekannten Bauart von Getrieben mit innerhalb der Wellen angeordneten Steuerstiften, beschränkt ist und ein Verstellbereich von etwa 1 :9 erreichbar wird. Der grosse Kegelwinkel hat ausserdem den Vorteil einer Verringerung von Reibung und Ver- schleiss im Vergleich zur übertragenen Leistung und lässt damit einen hohen Wirkungsgrad und eine lange Lebensdauer erreichen.
Einen weiteren Vorteil bietet die Erfindung für solche Reibgetriebe, die infolge von Einbauverhält nissen starker Erwärmung ausgesetzt sind. In den Fällen, in welchen der Werkstoff-Ausdehnungskoef- fizient des Getriebegehäuses grösser als der von Lagern, Kegeln und Kugel ist, vergrössert sich bei Erwärmung der Weg für das Einkeilen der Kugel, wenn man ein gleiches Drehmoment voraussetzt. Wechselndes Drehmoment oder wechselnde Dreh richtung können auch unter diesen Bedingungen von dem Reibgetriebe ohne Nachteil in Kauf genommen werden.
Dagegen ist die Führung der Kugel in den bekannten, die Kugel umfassenden Führungselemen ten unter diesen Bedingungen gefährlichen Schlägen ausgesetzt.
Es ist vorteilhaft, den einseitigen Anschlag der senkrecht zu den Kegelachsen angeordneten Verstell vorrichtung mit reibungsarmen Mitteln zu versehen, insbesondere durch eine Rolle, die sich auf einem parallel zu den Kegelachsen angeordneten Bolzen drehen kann. Anstelle dieser Rolle kann auch ein Wälzlager vorgesehen werden. Bei einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform kann die Bewegungs richtung der Verstellvorrichtung schräg geneigt sein, vorzugsweise parallel zu den Kegelmantellinien, die in der gemeinsamen Schnittebene durch die Mitte beider Kegelachsen verlaufen, und beide mit der Kugel in Berührung stehen, während der Anschlag vorzugsweise rechtwinklig zu dieser Bewegungs richtung angeordnet wird.
Um die Reibung zwischen Anschlag und Kugel noch mehr zu verringern, kann der Anschlag durch einen auf einem sich in einem Wälzlager o. dgl. drehenden Bolzen angeordneten Teller dargestellt werden. Eine weitere Ausführung eines reibungsarmen Anschlages kann durch drei oder mehr in einem Führungsstück angeordnete Kugeln erreicht werden. Dieses Führungsstück wird in der Verstellvorrichtung so frei geführt, dass es sich nach der Mitte der zwischen den Kegeln laufenden Kugel einstellen kann.
Eine beispielsweise Ausführung eines erfindungs- gemässen Reibgetriebes ist in der Zeichnung Fig. 1 veranschaulicht, und zwar mit der Einstellung des grössten Übertragungsverhältnisses ins Langsame. Im Gehäuse 1 und im Gehäusedeckel 2 sind der an- triebsseitige Hohlkegel 4 und der abtriebsseitige Hohlkegel 5 gegenüberliegend und exzentrisch zuein- ander versetzt, radial und axial gelagert.
Zwischen den Hohlkegeln 4 und 5 ist die Kugel 6 angeordnet, welche sich in bekannter Weise selbsttätig bei Dre hung des antriebsseitigen Hohlkegels 4 so einstellen will, dass sie am antriebsseitigen Hohlkegel 4 auf einem möglichst kleinen und am abtriebsseitigen Hohlkegel 5 auf einem möglichst grossen Radius ab läuft. Dieser Tendenz, nämlich am abtriebsseitigen Hohlkegel 5 bei niedrigstmöglicher Drehzahl das grösstmögliche Drehmoment erzeugend, auf den grösstmöglichen Radius-zu wandern, folgt die Kugel 6 so lange, bis sie an dem einseitigen Anschlag 7 der Verstellvorrichtung 8 anliegt.
In dieser Stellung wird sie von einem gleichbleibenden oder steigenden An triebsdrehmoment, welches das an sich bekannte Einkeilen zwischen den Hohlkegeln 4 und 5 bewirkt, gehalten und gegen den Anschlag 7 der Verstellvor- richtung 8 gedrückt. Um die Hohlkegel 4 und 5 mit der Kugel 6 in eine Voranpressung zu bringen, kön nen das Gehäuse 1 und/oder der Deckel 2 beispiels weise mit einer vorzugsweise durch ein Gewinde o. dgl. einstellbaren Nabe 3 versehen werden, wodurch sich einer oder beide Hohlkegel axial ver schieben lassen.
Durch Verstellung des Anschlages 7 kann der Bewegungsbereich der Kugel 6 in den verschiedenen Lagen zwischen den Hohlkegeln 4 und 5 begrenzt und damit das übersetzungsverhältnis zwischen den Hohlkegeln 4 und 5 verändert werden.
Fig. 2 zeigt, wie der Anschlag als Rolle 9, die auf einem Bolzen 10 drehbar gelagert ist, ausgebildet ist. In Fig. 3 ist die beispielsweise Ausführung einer schräggestellten Verstellvorrichtung 11, an welcher ein einseitiger Anschlag 12 vorgesehen ist, abgebil det.
Fig. 4 lässt den als Teller 13 ausgebildeten An schlag erkennen, der beispielsweise in einem Wälzla ger 14 drehbar angeordnet ist.
In Fig. 5 ist der Anschlag mit reibungsarm dreh baren Kugeln 15, die in einem Führungsstück 16 ge halten werden, zu sehen. Das Führungsstück 16 kann sich in der Verstellvorrichtung 11 rechtwinkelig zur Verstellrichtung so frei verschieben, dass es sich über die darin gehaltenen Kugeln 15 nach der Mitte der Kugel 6 einstellen kann. Das Führungsstück 16 wird beispielsweise durch einen U-förmig gebogenen Draht 17 hat zum Führungsstück 16 einen ausrei- chend grossen Abstand, so dass eine Verschiebung der Mitte des Führungsstückes 16 gegenüber der Mitte der Verstellvorrichtung 11 ermöglicht wird.
Ball friction gears There are continuously variable ball friction gears known in their translation, in which the power transmission between the input and output shaft is carried out by only one ball, which is slidable between two hollow conical disks located on the ends of these shafts and by one in their sizei in dependence on the removed Torque changeable and thus controllable pressure force is clamped.
In known designs of such ball drives, the displacement of the ball and thus the change in the transmission ratio is effected by a control plate or a cage. These guide elements for the ball are located between the hollow conical disks and the ball is surrounded on all sides. By moving the guide elements perpendicular to the direction of the axes of the shafts, the position of the ball between the hollow conical pulleys and thus the transmission ratio is changed.
Attempts have been made to reduce the wear friction occurring with such the ball encompassing the guide elements by arranging a ball bearing between the control plate and the transmission ball, which sits with its outer ring in the control plate and with its inner ring encompasses the transmission ball like a cage.
However, the use of a ball bearing results in certain structural difficulties. The radial displacement corresponds to a spherical displacement in the axial direction. The ball may therefore only be gripped in the inner ring of the ball bearing with a correspondingly large tolerance, so that the fixed ball bearing mount customary for the inner ring may not be used. This has the disadvantage that the ball bearing inner ring is not taken with the ball by a tight fit, but only by a frictional force. This frictional force depends on the control pressure for moving the ball.
At low control pressure, if no speed change is made, the frictional force between the transmission ball and the ball bearing inner ring is very low, so that between the two parts easily grinding against each other with rapid wear occurs, which is very disadvantageous.
Even if a laterally displaceable roller bearing is used to mount the ball in the control plate, it is not possible to hold the ball in the inner ring of the bearing with a tight fit, because then the ball would no longer have freedom of movement on all sides, so that the power is always transmitted to the the same orbits as the ball is made, which leads to rapid wear and tear, and the polar axis also oscillates slightly during the displacement of the ball. If this vibration is prevented, however, there is an increase in wear between the ball and the hollow conical disk.
All known, the ball comprehensive guide elements, not only had the disadvantage of inevitably high wear. but also required a significant design effort. When replacing these guide elements, which are subject to increased wear, it is necessary to dismantle the transmission, since the guide elements encompass the ball which cannot be removed between the cones. As a result, the ball friction gears designed like this have no practical significance.
In a further known type of ball driven, efforts were made to avoid the disadvantages described by designing the shafts of the hollow cone disks as hollow shafts and within the axes of these hollow shafts one or both sides of the ball touching control pins to change the point of engagement of the ball were axially displaceable angeord net between the hollow conical disks.
Such a design of a ball gear, however, is very complicated and sensitive and ver required an expensive construction to operate the control pins arranged within the Hohlwel len. In addition, so much space is lost from the useful surface of the hollow cone due to the control pins arranged in the shafts that the adjustment range is inevitably restricted.
The last-mentioned disadvantage of this design cannot be eliminated by increasing the cone angle of the hollow conical disks, because this would not achieve a significant increase in the adjustment range, since with this design the diameter of the control arranged in the cones increases with the cone angle pins would have to be enlarged at the expense of the usable area in order to be able to lead the ball through the control pins at all.
The invention relates to a ball friction transmission in which the power transmission between the drive shaft and the drive shaft is carried out by only one ball, which is displaceable between two hollow conical disks located on the ends of two shafts.
The invention has set itself the task of eliminating the described after parts of the known ball friction gears and in particular to create a transmission of this type, which allows a large Regelbe rich with a simple and insensitive structure and long life. The inventive ball friction gear, in which between two axially parallel,
eccentrically offset hollow conical disks a ball as a transmission element and an adjusting device that can be moved transversely to the conical axes of rotation, through which the position of the ball on the conical surfaces and thus the transmission ratio can be continuously changed, is characterized in that the adjusting device has a one-sided, vertical or has an adjustable stop at an angle to the axis of rotation of the cone,
which limits the changes in the position of the ball on the Kegelflä chen.
The transmission according to the invention has the advantage of a particularly simple and insensitive structure which also enables simple assembly and easy replacement of the adjustment device.
Another advantage is that with this transmission there is no additional inhibition of the ball run-off and no additional wear due to guide elements comprising the ball, so that the transmission ratio can thus be kept constant.
The movement of the ball from one wedge side to the other when the direction of rotation changes takes place unhindered and without dangerous impacts, which is particularly important if this change in direction of rotation occurs frequently and suddenly, as is required in various applications of such gears. Another significant advantage achieved by the invention, however, is that the choice of a very shallow angle of the conical disks of, for example, up to 150 is made possible, the useful area of the hollow cone not
as is the case with the known type of gearbox with control pins arranged within the shafts, and an adjustment range of approximately 1: 9 can be achieved. The large cone angle also has the advantage of reducing friction and wear compared to the transmitted power and thus enables a high degree of efficiency and a long service life to be achieved.
The invention offers a further advantage for those friction gears that are exposed to strong heating due to installation conditions. In those cases in which the material expansion coefficient of the gear housing is greater than that of bearings, cones and balls, the path for wedging the ball increases when the ball is heated if the same torque is assumed. Changing torque or changing direction of rotation can also be accepted by the friction transmission under these conditions without any disadvantage.
In contrast, the leadership of the ball in the known, the ball comprehensive guide elements th under these conditions exposed to dangerous blows.
It is advantageous to provide the one-sided stop of the adjustment device arranged perpendicular to the cone axes with low-friction means, in particular by a roller that can rotate on a bolt arranged parallel to the cone axes. Instead of this role, a roller bearing can also be provided. In a further advantageous embodiment, the direction of movement of the adjusting device can be inclined obliquely, preferably parallel to the surface lines of the cone, which run in the common plane of section through the center of both cone axes, and both are in contact with the ball, while the stop is preferably perpendicular to this movement direction is arranged.
In order to reduce the friction between the stop and the ball even more, the stop can be represented by a plate arranged on a pin rotating in a roller bearing or the like. Another embodiment of a low-friction stop can be achieved by three or more balls arranged in a guide piece. This guide piece is guided so freely in the adjustment device that it can be adjusted to the center of the ball running between the cones.
An example of an embodiment of a friction gear according to the invention is illustrated in the drawing FIG. 1, specifically with the setting of the greatest transmission ratio to slow speed. In the housing 1 and in the housing cover 2, the hollow cone 4 on the drive side and the hollow cone 5 on the output side are supported radially and axially opposite one another and offset from one another eccentrically.
Between the hollow cones 4 and 5, the ball 6 is arranged, which in a known manner wants to adjust itself automatically when the drive-side hollow cone 4 rotates so that it starts on the drive-side hollow cone 4 on the smallest possible radius and on the output-side hollow cone 5 on the largest possible radius running. This tendency, namely to migrate to the greatest possible radius on the hollow cone 5 on the output side, generating the greatest possible torque at the lowest possible speed, is followed by the ball 6 until it rests against the one-sided stop 7 of the adjusting device 8.
In this position it is held by a constant or increasing drive torque, which causes the wedging between the hollow cones 4 and 5, which is known per se, and is pressed against the stop 7 of the adjusting device 8. In order to bring the hollow cones 4 and 5 with the ball 6 into a pre-pressing, the housing 1 and / or the cover 2, for example, can be provided with a hub 3, preferably adjustable by a thread or the like, whereby one or both of them can be provided Let the hollow cone move axially.
By adjusting the stop 7, the range of motion of the ball 6 in the various positions between the hollow cones 4 and 5 can be limited and thus the transmission ratio between the hollow cones 4 and 5 can be changed.
FIG. 2 shows how the stop is designed as a roller 9 which is rotatably mounted on a bolt 10. In Fig. 3, the example embodiment of an inclined adjusting device 11, on which a one-sided stop 12 is provided, abil det.
Fig. 4 shows the formed as a plate 13 to impact recognized, which is rotatably arranged in a Wälzla ger 14, for example.
In Fig. 5, the stop with low-friction rotating ble balls 15, which will hold ge in a guide piece 16 can be seen. The guide piece 16 can move freely in the adjustment device 11 at right angles to the adjustment direction so that it can adjust to the center of the ball 6 via the balls 15 held therein. The guide piece 16 is for example by a U-shaped bent wire 17 has a sufficiently large distance from the guide piece 16 so that a displacement of the center of the guide piece 16 relative to the center of the adjusting device 11 is made possible.