DE1284777B

DE1284777B - Combined friction wheel gear transmission

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Publication number: DE1284777B
Application number: DE1965K0058054
Authority: DE
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1965-10-01
Filing date: 1965-10-01
Publication date: 1968-12-05

Description

Die Erfindung betrifft ein stufenlos steuerbares kombiniertes Reibrad-Zahnrad-Getriebe mit doppelten Planetenrädern, die aus mindestens einem Zahnrad und einem Reibrad mit Reibflächen von flachkegeliger Grundform mit konvexer Wölbung bestehen, mit dem sie sich an mindestens einem gegen Verdrehung gesicherten Reibring abwälzen, der eine im Kegelwinkel stufenlos verstellbare Tellerfederform besitzt.The invention relates to a continuously controllable combined friction-gear transmission with double planetary gears, which consist of at least one gear wheel and one friction wheel with friction surfaces of flat conical basic shape with convex curvature exist, with which they roll on at least one friction ring secured against rotation, which has a plate spring shape that is continuously adjustable in the cone angle.

Getriebe mit Plähetenrädern und tellerfederförmigen Reibringen dieser Art sind bereits in verschiedenen Konstruktionen bekannt. Diese Getriebe können aber nur geringe Leistungen und Drehmomente übertragen, da für das größte übertragbare Drehmoment ausschließlich die Größe der Haftkraft und des Wälzkreises an den Reibrädern dieser Getriebe bestimmend ist. Besonders der Haftkraft der Reibräder ist aber eine enge Grenze durch die Werkstoffbeanspruchung bei der nötigen gegenseitigen Anpressung der Reibflächen gesetzt. Dabei steht in den bekannten Konstruktionen überhaupt nur eine verhältnismäßig geringe Anpreßkraft zur Verfügung, weil hierfür allein die Federkraft der tellerfederförmigen stillstehenden Reibringe benutzt wird. Dies ist insofern noch ungünstig, da die Anpreßkraft in dieser Form kaum verhältnisgleich der jeweils nötigen Haftkraft zu halten ist, wie es besonders ein guter Getriebewirkungsgrad erfordert. Schließlich besteht ein Nachteil der bekannten Getriebe mit Planetenrädern und tellerfederförmigen Reibringen auch darin, daß schnelldrehende Wellenlager zuungunsten des Wirkungsgrades und der Verschleißsicherheit zusätzlich hohe Axialkräfte aufnehmen müssen, da sie mit die Ab- stützung für die Anpreßkräfte zwischen den Reibrädern bilden.Gearboxes with flat wheels and disc spring-shaped friction rings of this type are already known in various designs. However, these gears can only transmit small amounts of power and torques, since only the size of the adhesive force and the pitch circle on the friction wheels of these gears are decisive for the greatest torque that can be transmitted. However, the adhesive force of the friction wheels in particular is subject to a narrow limit due to the stress on the material when the friction surfaces are pressed against one another. In the known constructions, only a relatively low contact pressure is available, because only the spring force of the disc spring-shaped stationary friction rings is used for this. This is still unfavorable in so far as the contact pressure in this form can hardly be kept in proportion to the adhesive force required in each case, as is particularly necessary for a good gear efficiency. Finally, a disadvantage of the known transmission comprises planetary wheels and plate-spring-shaped friction rings is also that rapidly rotating shaft bearing the disadvantage of the efficiency and wear resistance must include additional high axial forces since they support with the waste form for the contact forces between the friction wheels.

Es ist dieAufgabe der Erfindung, ein Reibradgetriebe für universelle Verwendung zu schaffen, das diese Nachteile vermeidet, das insbesondere große Leistungen und Drehmomente mit einem hohen Wirkungsgrad überträgt, der sich auch innerhalb eines weiten Drehzahlsteuerbereiches nicht wesentlich verändert. Die Leistungsfähigkeit des Getriebes, bezogen auf seine Baugröße, soll in der Größenordnung der gebräuchlichen leistungsstarken Zahnrad-Planeten-Getriebe liegen. Dabei soll das Getriebe nur einen mäßigen konstruktiven Aufwand haben.It is the task of the invention to provide a friction gear for universal To create use that avoids these disadvantages, in particular high performance and transmits torques with a high degree of efficiency, which is also within a wide speed control range is not significantly changed. The efficiency of the transmission, based on its size, should be in the order of magnitude of the usual powerful cogwheel planetary gears lie. The transmission should only have one have moderate constructive effort.

Nach der Erfindung ist hierfür ein Reibrad-Zahnrad-Getriebe der genannten Art jedoch mit doppelten Planetenrädern vorgesehen, deren Zahnräder mit einem Hohlrad im Eingriff stehen, das in weitere verzahnte, einfache Planetenräder eingreift, die durch ihren Träger mit der Abriebswelle verbunden sind und durch ein mit der- Antriebswelle drehfest verbundenes Zentralrad angetrieben werden, mit dem ein weiteres Zentralrad drehfest verbunden ist, welches die doppelten Planetenräder über ihre Zahnräder antreibt.According to the invention, this is a friction wheel gear transmission of the above Kind, however, provided with double planetary gears, their gears with a ring gear are in engagement, which engages in further toothed, simple planetary gears, which are connected to the abrasion shaft by their carrier and by a Drive shaft non-rotatably connected central wheel are driven, with which another Central gear is rotatably connected, which the double planetary gears on their Drives gears.

Durch diesen erfindungsgemäßen Getriebeaufbau erfolgt die Bewegungsübertragung des Getriebes mit Vorteil unter einer Uberlagerung von Drehbewegungen, wie das auch in bekannten Leistungsverzweigungsgetrieben verschiedener Konstruktionen vor sich geht. Während das Getriebe nach der Erfindung dabei aber ein in sich geschlossenes Getriebe dieser Art von einfachem Aufbau und geringem Raumbedarf darstellt, bestehen die bekannten Leistungs-, verzweigungsgetriebe in ihrem Aufbau aus einer Kombination irgendeines der bekannten Verstellgetriebe mit einem gesonderten ganzen Zahnrad-Planeten-Getriebe, wobei beide Getriebe mit jeweils eigenen Elementenlagerungen in gesonderten Getriebegehäusen aufgenommen sind, welche bestenfalls miteinander verschraubt sind. Entsprechend groß ist dadurch neben dem baulichen Aufwand die Baugröße dieser bekannten Getriebekombinationen, und entsprechend teuer sind sie auch in der Herstellung.By means of this transmission structure according to the invention, the transmission of movement of the transmission advantageously takes place with a superimposition of rotary movements, as is also the case in known power-split transmissions of various designs . During the transmission according to the invention thereby but illustrating a self-transmission of this kind of simple structure and small space requirement, there are the known performance, split transmission in construction from a combination of any of the known adjusting mechanism with a separate whole-pinion planetary gear, Both gears, each with their own element bearings, are accommodated in separate gear housings, which at best are screwed together. As a result, in addition to the structural complexity, the size of these known gear combinations is correspondingly large, and they are correspondingly expensive to produce.

Der wesentliche Vorteil des Reibrad-Zahnrad-Getriebes nach der Erfindung ist, daß es dank seiner Bewegungsüberlagerung eine Leistung überträgt, die ein Mehrfaches der Leistung betragen kann, welche allein durch die Reibflächen der Planetenräder in die Abtriebswelle des Getriebes fließt. Damit ist die Abtriebsleistung bei diesem Getriebe wesentlich größer als bei einem vergleichbaren Getriebe mit Planetenrädern und tellerfederförmigen Reibringen irgendeiner bekannten Konstruktion, bei der die Abtriebsleistung allein durch die Reibflächen der Planetenräder geht. Der Steuerbereich des erfindungsgemäßen Getriebes kann außerdem von einer verhältnismäßig hohen Abtriebsdrehzahl bis zu der Abtriebsdrehzahl 0 und darüber hinaus bis zum Drehrichtungswechsel der Abtriebswelle reichen, wobei die genannte Höchstleistung allerdings nur bis zu einer gewissen unteren Drehzahl an der Abtriebswelle zur Verfügung steht.The main advantage of the friction wheel gear transmission according to the invention is that, thanks to its superposition of motion, it transmits a power that is several times higher the power can be, which is solely due to the friction surfaces of the planetary gears flows into the output shaft of the gearbox. So the output power is with this Gearbox much larger than a comparable gearbox with planetary gears and disc spring-shaped friction rings of any known construction in which the Output power goes solely through the friction surfaces of the planetary gears. The tax area the transmission according to the invention can also have a relatively high output speed up to the output speed 0 and beyond that up to the change in the direction of rotation of the The output shaft is sufficient, although the maximum output mentioned is only up to one certain lower speed is available on the output shaft.

Im folgenden wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung, wie es die Zeichnung im Längsschnitt darstellt, näher beschrieben. Der besondere Vorteil der dargestellten Konstruktion ist, daß mit demselben Getriebe eine Drehzahlfeinsteuerung und eine Drehzahlsteuerung bis auf die Abtriebsdrehzahl 0 vorgenommen werden kann. Dabei liegen diese beiden Steuerbereiche so nebeneinander, daß die Feinsteuerung nur die mittleren und oberen Drehzahlen beeinflußt, während gleiche Verstellwege in den unteren Drehzahlen große Drehzahländerungen an der Abtriebswelle ergeben.In the following an embodiment of the invention, as it is Represents drawing in longitudinal section, described in more detail. The special advantage of the The construction shown is that with the same transmission a speed fine control and a speed control up to the output speed 0 can be carried out. These two control areas are so next to each other that the fine control only affects the middle and upper speeds, while the adjustment paths are the same in the lower speeds result in large changes in speed on the output shaft.

Die doppelten Planetenräder 1 liegen mit ihrem Reibrad 2 mit je zwei konvex gewölbten Reibflächen von flachkegeliger Grundform unter Anpressung gemeinsam zwischen einem Paar gegen Verdrehung gesicherter und einander entgegengesetzt angeordneter Reibringe 3. Diese sind in bekannter Weise tellerfederförmig ausgebildet und für die Drehzahlsteuerung des Getriebes in ihrem Kegelwinkel einstellbar. Es ist für den Erfindungszweck wesentlich, daß gegenüber den bekannten Anordnungen mit einem einzigen tellerfederförmigen Reibring auf der An- oder Abtriebsseite zwei solcher Ringe 3 vorgesehen sind, die, sich bei der gleichzeitigen und gleichmäßigen Verstellung ihrer Kegelwinkel gegenläufig bewegen. Außer den Kegelwinkeln der Reibringe 3 sind auch die Radien der Wölbung an dem Reibrad 2 der doppelten Planetenräder 1 auf beiden Seiten immer gleich, , was stets gleiche Durchmesser der Berührungskreise an allen Teilen 2,3 ergibt. Dadurch ist ein schädlicher, insbesondere energieverzehrender Zwangsschlupf der Reibräder 2 an den Reibringen 3 ausgeschaltet, Durch die im Rahmen der Erfindung entgegengesetzte Anordnung von zwei Reibringen 3 ist ein vollständiger Ausgleich der hohen Kräfte an den doppelten Planetenrädern 1 in axialer Richtung gegeben, die im übrigen nur durch die Reibringe 3 axial festgelegt sind, so daß sie sich frei an diesen Ringen einstellen können. Im Gegensatz zu den bekannten Getriebekonstruktionen . der vorliegenden Art bleiben also die Wellenlager bei dieser Anordnung von den großen Anpreßkräften an den Reibflächen verschont. Ein weiterer Vorteil dieser Anordnung ist, daß durch die zweifache Haftung der Reibräder 2 an den stillstehenden Reibringen 3 der Leistungsdurchgang je Reibrad 2 zugunsten der Leistungsfähigkeit des Getriebes doppelt so groß sein kann wie bei den bekannten Konstruktionen. Die radiale Belastung der Reibräder 2 durch die Anpreßkräfte ist durch die flache Kegelform der Reibringe 3 - besonders in der Einstellung der stärksten Anpressung-ausreichend niedrig.The double planetary gears 1 lie with their friction wheel 2, each with two convexly curved friction surfaces with a flat conical basic shape under pressure between a pair of friction rings 3 secured against rotation and arranged opposite one another adjustable. It is essential for the purpose of the invention that, compared to the known arrangements with a single disc spring-shaped friction ring on the input or output side, two such rings 3 are provided, which move in opposite directions with the simultaneous and uniform adjustment of their cone angles. In addition to the cone angles of the friction rings 3, the radii of the curvature on the friction wheel 2 of the double planetary gears 1 are always the same on both sides, which always results in the same diameter of the contact circles on all parts 2, 3. As a result, a damaging, in particular energy-consuming, forced slip of the friction wheels 2 on the friction rings 3 is eliminated are axially fixed by the friction rings 3 so that they can freely adjust to these rings. In contrast to the well-known gear designs. of the present type, the shaft bearings are spared in this arrangement from the large contact pressure on the friction surfaces. Another advantage of this arrangement is that due to the double adhesion of the friction wheels 2 to the stationary friction rings 3, the power passage per friction wheel 2 can be twice as great as in the known designs, in favor of the efficiency of the transmission. The radial load on the friction wheels 2 due to the pressure forces is sufficiently low due to the flat conical shape of the friction rings 3 - especially when the highest pressure is set.

Auf der anderen Seite tragen die Achsen der doppelten Planetenräder Zahnräder 4, die gemäß der Erfindung in ein Hohlrad 5 eingreifen. Dieses Hohlrad 5 steht mit weiteren verzahnten, einfachen Planetenrädern 6 im Eingriff, die durch ihren Träger 7 mit der Abtriebswelle 8 des Getriebes verbunden sind und durch ein Zentralrad 10 angetrieben werden. Ein den Lagerzapfen dieses Zentralrades 10 im Preßsitz aufnehmendes weiteres Zentralrad 11, das mit der Getriebe-Antriebswelle 9 fest verbunden ist, treibt mit einer Verzahnung von größerem Wälzkreisdurchmesser die Zahnräder 4 an. Die antreibende Welle 9 ist die Motorwelle eines mit dem Getriebe verflanschten Elektromotors 12. Die Abtriebswelle 8 bildet als Stahl- oder Sphärogußteil mit dem Träger 7 der abtriebsseitigen Planetenräder 6 eine Baueinheit. Die Antriebswelle 9 ist die Motorwelle eines mit dem Getriebe verflanschten Elektromotors 12. Das für beide Gruppen von Planetenrädern 4, 6 mit einheitlicher Verzahnung ausgestattete Hohlrad 5 hat seine radiale Lagerung nur auf den Zahnflanken der Planetenräder. Die radiale Lagerung des Kranzes der doppelten Planetenräder 1 mit ihrem Träger 13 besteht ebenfalls in der Zahnflankenanlage, unterstützt durch die Anlage der Reibräder 2 der doppelten Planetenräder an den Reibringen 3. Alle Räder können sich dadurch gut aneinander einstellen, so daß die gleichmäßige Belastung aller Ubertragungsstellen im hohen Maße gewährleistet ist. Eine besondere tragfähige Axiallagerung ist in dem ganzen Getriebe entbehrlich.On the other hand, the axles carry the double planetary gears Gear wheels 4 which mesh with a ring gear 5 according to the invention. This ring gear 5 is in engagement with other toothed, simple planetary gears 6, which through their carrier 7 are connected to the output shaft 8 of the transmission and by a Central wheel 10 are driven. A journal of this central wheel 10 in Press-fit receiving further central gear 11, which is connected to the gear drive shaft 9 is firmly connected, drives with a toothing with a larger pitch circle diameter the gears 4 on. The driving shaft 9 is the motor shaft one with the gearbox flanged electric motor 12. The output shaft 8 is formed as a steel or nodular cast iron part with the carrier 7 of the planetary gears 6 on the output side, a structural unit. The drive shaft 9 is the motor shaft of an electric motor 12 flanged to the gearbox equipped for both groups of planet gears 4, 6 with uniform teeth Ring gear 5 has its radial bearing only on the tooth flanks of the planet gears. The radial bearing of the ring of the double planetary gears 1 with their carrier 13 also exists in the tooth flank system, supported by the system of Friction gears 2 of the double planet gears on the friction rings 3. All gears can move thereby adjust well to each other, so that the even loading of all transmission points is guaranteed to a high degree. A particularly stable axial bearing is in dispensable from the whole transmission.

Es liegt weiter im Rahmen der Erfindung, daß die beiden tellerfederförmigen Reibringe 3 zu ihrer veränderlichen axialen Abstützung und zur reibschlüssigen Verdrehsicherung statt nur auf der einen Seite - wie bei den bekannten Anordnungen - auf ihren beiden Seiten Druckringen 14, 15 fest anliegen, die ihrerseits durch zwei Bolzen 16 in diametraler Anordnung gegen Verdrehung gesichert sind. Diese Anordnung vermindert erheblich die hohen dynamischen Beanspruchungen der Reibringe 3 bei Umlauf der doppelten Planetenräder mit ihren Reibrädern 2 an den Ringen, wie sie bei den bekannten Anordnungen, bei denen sich die Reibringe auf ihrer Innenseite nur an den umlaufenden Planetenrädern abstützen, noch auftreten. Darüber hinaus bietet diese Anordnung die Möglichkeit, die Anpreßkraft der telerfederförmigen Reibringe 3 auf die Reibflächen der' Reibräder 2 unabhängig von der Federkraft der Reibringe zu halten. Zugunsten des Getriebewirkungsgrades und der Verschleißsicherheit kann nunmehr die Anpreßkraft mit Hilfe der bekannten automatisch arbeitenden Mittel zur Erzeugung von Anpreßkräften aus der Umfangskraft proportional der jeweiligen Getriebebelastung gehalten werden.It is also within the scope of the invention that the two cup spring-shaped Friction rings 3 for their variable axial support and for frictional locking against rotation instead of only on one side - as in the known arrangements - on both of them The sides of the pressure rings 14, 15 rest firmly, which in turn are secured by two bolts 16 in diametrical arrangement are secured against rotation. This arrangement diminishes the high dynamic stresses on the friction rings 3 when rotating twice as much Planet gears with their friction gears 2 on the rings, as they are in the known arrangements, in which the friction rings are only located on the inside of the rotating planet gears support, still occur. In addition, this arrangement offers the possibility of the pressing force of the telerfeder-like friction rings 3 on the friction surfaces of the 'friction wheels 2 to hold regardless of the spring force of the friction rings. In favor of the transmission efficiency and the wear resistance can now be the pressing force with the help of the known automatically operating means for generating contact forces from the circumferential force be kept proportional to the respective gear load.

Es ist an sich bekannt, die Zustellung von Druckringen in stufenlos steuerbaren Getrieben für die Getriebeverstellung über Kugeln vorzunehmen, die sich beim Verdrehen eines Stellringes auf Schrägflachen abwälzen. In der Erfindung ist diese Anwendung von Kugeln wesentlich erweitert, indem einmal der ganze Satz von Reibringen 3 und Druckringen 14, 15 und die doppelten Planetenräder 1 mit ihrem Träger 13 auch eine genaue, insbesondere spielfreie radiale Wälzlagerung durch die Kugeln 19 erhalten und indem zum anderen die Kugeln 19 im paarweisen Zusammenwirken bestimmte, von Ring zu Ring jedoch unterschiedliche Stellbewegungender Druckringe 14, 15 erzeugen, für die besondere Kugellaufrillen in ihrem Verlauf nach bestimmten Kurven gestaltet sind. Demgegenüber ergeben sich bei den bekannten Anordnungen mit Kugeln auf Schrägflächen einfache axiale Zustellbewegungen, die keinen besonderen Bewegungsgesetzen von zwei zusammenarbeitenden Druckringen folgen.It is known per se, the delivery of pressure rings in stepless controllable gears for the gear adjustment via balls to make, which are roll on inclined surfaces when turning an adjusting ring. In the invention is this application of spheres is substantially expanded by adding once the whole set of Friction rings 3 and pressure rings 14, 15 and the double planetary gears 1 with their Carrier 13 also provides an accurate, in particular backlash-free radial roller bearing through the Balls 19 received and by on the other hand the balls 19 in pairs certain adjusting movements of the pressure rings, however, differing from ring to ring 14, 15 generate for the special ball running grooves in their course according to certain Curves are designed. In contrast, with the known arrangements with Balls on inclined surfaces simple axial infeed movements that do not require any special Follow the laws of motion of two working pressure rings.

Die Druckringe 14, 15 lassen sich auf den Bolzen 16, welche an ihren Enden in zwei Stützringen 17 gelagert sind, verschieben. Auf ihrem Außenumfang weisen die Druckringe 14,15 je eine Kufellaufrille 18 auf. Mit diesen Laufrillen 18 stehen die vier Druckringe 14,15 zu zweit über je Kranz der Kugeln 19 zu ihrer axialen Verstellung und zu der spielfreien Radiallagerung eines Großteils der Innenteile mit je Reibring 3 einem verdrehbaren Stellring 20 im Eingriff. Alle vier Kränze von Kugeln 19 sind in einem gemeinsamen Käfigring 21 vereinigt.,ip dem die Kugeln 19 zwar in umfänglich gleichmäßiger Teilung gehalten sind, jedoch in seitlicher Richtung für die Verstellung der Druckringe 14,15 beweglich sind. Auf ihrem Innenumfang besitzen beide Stellringe 20 für jede der anliegenden Kugeln 19 eine gesonderte und nach einer bestimmten Kurve verlaufende Laufrille 22, 23. Die Länge dieser Laufrillen 22, 23 entspricht der Umfangsteilung der Kugeln., 19; die Laufrillen 22, 23 sind den Stellringen 20 im Kopierverfahren genau eingearbeitet. Der Verlauf der einheitlichen Laufrillen 22 für die beiden außenliegenden Kugelkränze ist ein anderer, und zwar ein wesentlich flacherer als der der einheitlichen Laufrillen 23 für die beiden innenliegenden Kränze der Kugeln 19. Wie erwähnt, bewirken bei dem gemeinsamen Verdrehen der axial festliegenden Stellringe 20 gegenüber den mittels der Kugeln 19 eingreifenden Druckringen 14, 15 die Laufrillen 22, 23 durch ihren besonderen Verlauf über die sich abwälzenden Kqgeln 19 bestimmte, aber unterschiedliche Bewegungen der Druckringe 14, 15 mit den anliegenden Reibringen 3 zur Verstellung der Kegelwinkel dieser Ringe. Und zwar bewegen sich die Druckringe 14, 15 zueinander so unterschiedlich, daß die Reibringe 3 über den gesamten Siellbereich einen ständigen Kontakt mit den gewölbten Reibflächen der Reibräder 2 halten, ohne daß die Stellringe 20 eine nennenswerte Ausgleichsbewegung in axialer Richtung zu machen haben, wozu ihre Lagerung sie an sich befähigt. Ihre axiale Abstützung haben die Stellringe 20 mit ihrer jeweils außenliegenden Stirn. mittels Lagerkugeln 24, die in Käfigscheiben 25 gehalten sind, an den Stützringen 17. Die Stellringe 20 sind zwar mit den Reibringen 3 aufeinander zustellbar, jedoch nicht gegeneinander verdrehbar. Hierfür tragen die Stellringe 20 einen gemeinsamen Mitnehmerring 26, der durch eine Paßfeder 27 mit beiden Stellringen 20 im Eingriff steht, ohne ihre axiale Beweglichkeit zu beeinträchtigen.The pressure rings 14, 15 can be moved onto the bolts 16, which are supported at their ends in two support rings 17. The pressure rings 14, 15 each have a runner groove 18 on their outer circumference. With these running grooves 18, the four pressure rings 14, 15 are engaged in pairs via each rim of the balls 19 for their axial adjustment and for the play-free radial bearing of a large part of the inner parts with a rotatable adjusting ring 20 for each friction ring 3. All four rings of balls 19 are united in a common cage ring 21., Ip which the balls are indeed held in circumferentially uniform pitch 19, but are movable in the lateral direction for the adjustment of the pressure rings 14,15. On their inner circumference, both adjusting rings 20 have a separate running groove 22, 23 for each of the adjacent balls 19, which run according to a specific curve. The length of these running grooves 22, 23 corresponds to the circumferential pitch of the balls., 19; the grooves 22, 23 are precisely incorporated into the adjusting rings 20 in the copying process. The course of the uniform running grooves 22 for the two outer ball races is different, namely a significantly flatter than that of the uniform running grooves 23 for the two inner rims of the balls 19. As mentioned, when the axially fixed adjusting rings 20 are rotated together, they cause the by means of the balls 19 engaging pressure rings 14, 15 the running grooves 22, 23 determined by their special course over the rolling balls 19, but different movements of the pressure rings 14, 15 with the adjacent friction rings 3 to adjust the cone angle of these rings. The pressure rings 14, 15 move so differently from one another that the friction rings 3 maintain constant contact with the curved friction surfaces of the friction wheels 2 over the entire Siellbereich, without the adjusting rings 20 having to make a significant compensatory movement in the axial direction, including their Storage empowers them in itself. The adjusting rings 20 have their axial support with their respective outer foreheads. by means of bearing balls 24, which are held in cage disks 25, on the support rings 17. Although the adjusting rings 20 can be brought towards one another with the friction rings 3, they cannot be rotated against one another. For this purpose, the adjusting rings 20 have a common driver ring 26 which is in engagement with both adjusting rings 20 by a feather key 27 without impairing their axial mobility.

Die erste Anpressung von geringerer Stärke zwischen den Reibrädern 2 und den Reibringen 3 erzeugt eine Tellerfeder 28, die auf den einen Stützring 17 wirkt, der die Reibräder 2 über den anliegenden Stellring 20, den einen äußeren Druckring 14 und den diesem. anliegenden Reibring 3 gegen den gegenüberliegenden Reibring drückt. Für die Erzeugung einer lastabhängigen zusätzlichen Aupreßkraft zwischen den Reibrädern 2 und den Reibringen 3 stehen beide Stützringe 17 unter Wirkung von automatisch arbeitenden Anpreßvorrichtungen, die in bekannter-Weise mittels Kugeln 29 auf schrägen Auflaufflächen 30 in Form von flachen kegeligen Mulden die jeweiligen Momentenkräfte an den Reibringen 3 und damit auch an den beiden Stützringen 17 in Axialkräfte für die Reibradanpressung umsetzen. Für die Endabstützung aller Axialkräfte an den Reibringen 3 -sind zwei Endringe 31 vorgesehen, die fest in dem Getriebegehäuse 32 sitzen und gleich den beiden Stützringen 17 schräge Auflaufflächen 30 in Form kegeliger Mulden für die Kugeln 29 aufweisen. Die Verstellung des Kegelwinkels der Reibringe 3 für die Drehzahlsteuerung erfolgt über die sich gruppenweise aufeinander zu oder voneinander weg bewegenden Druckringe 14, 15 durch einen Hebel 33, mit dem der Mitnehmerring 26 zu bewegen ist. Für die Betätigung oder die Verbindung mit weiteren Verstellorganen ist der Hebel 33 aus dem Getriebegehäuse 32 herausgeführt.The first pressure of lesser strength between the friction wheels 2 and the friction rings 3 generates a plate spring 28 which acts on the one support ring 17 that controls the friction wheels 2 via the adjacent adjusting ring 20, the one outer pressure ring 14 and the latter. adjacent friction ring 3 presses against the opposite friction ring. For the generation of a load-dependent additional pressing force between the friction wheels 2 and the friction rings 3, both support rings 17 are under the action of automatically working pressure devices, which in a known manner by means of balls 29 on inclined run-up surfaces 30 in the form of flat conical troughs, the respective moment forces on the friction rings 3 and thus also on the two support rings 17 in axial forces for the friction wheel pressure. For the end support of all axial forces on the friction rings 3, two end rings 31 are provided, which are firmly seated in the gear housing 32 and, like the two support rings 17, have inclined run-on surfaces 30 in the form of conical depressions for the balls 29. The adjustment of the cone angle of the friction rings 3 for the speed control takes place via the pressure rings 14, 15 moving in groups towards or away from one another by a lever 33 with which the driver ring 26 is to be moved. The lever 33 is led out of the gear housing 32 for actuation or the connection with further adjustment elements.

Durch diese Konstruktion für die stabile und genaue Lagerung und Verstellung der Reibringe 3 ist in Verbindung mit einer ausreichenden Federsteife dieser genau geschliffenen Ringe sichergestellt, daß unabhängig von ihrer Einstellung beide Ringe stets die gleichen Anlagewinkel gegenüber dem Reibrad 2 der Planetenräder 1 haben. Unabhängig von der Größe der Anpreßkräfte zwischen diesen Teilen 2, 3 bleiben die Reibringe 3 darüber hinaus durch ihre zweifache breite Abstützung anf konzentrischen Umfangskreisen auf ihren beiden Seiten zur Wahrung genauer Wälzkreise immer in einwandfreier Kegelform erhalten. Dabei liegen die Reibringe 3 zn ihrer Formwahrung durch eigene Federkraft gerade besonders fest gegen die Druckringe 14, 15 bei einer Einstellung, bei der entsprechend dem Getriebedtehzahlverhältnis die größten Momentenkräfte und dangt auch die größten Anpreßkräfte an den beiden Reibringen zu erwarten sind. Die dabei zwischen den Druckringen 14, 15 und den Reibringen 3 entstehende starke Haftreibung sichert die Reibringe 3 auch gegenüber diesen Momentenkräften gegen ein Verdrehen. Der stärkere Federdruck der Reibringe 3 durch Ire eigene Elastizität kommt als Anpreßdruck auf die Planetenräder in keiner Einstellung zur direkten Wirkung. Die Konstrüktion ermöglicht durch die Anwendung von Kugellaufrillen in der genannten Form eine hohe Einstellgenauigkeit an den Reibringen 3 und damit eine hohe Genauigkeit der Drehzahlsteuerung. Ein weiterer Vorteil dieser Konstruktion ist, daß die Verstellung der Reibringe 3 über den gesamten Steuerbereich durch die Kugeln 19, 24 unter Rollreibung vor sich geht und dadurch sehr leichtgängig ist. In ihrer Eigenschaft als Tellerfedern werden die aus hochwertigem Sondertahl bestehenden Reibringe 3 auch bei maximaler Verstellung noch nicht bis zur Grenze der zulässigen Beanspruchung durchgedrückt. Das für die Beanspruchung in Ab- hängigkeit von der Kegelwinkelveränderung wesentliche Verhältnis des Innendurchmessers zum Außendurchmesser ist an den Reibringen 3 des erfindungsgemäßen Getriebes sehr günstig; es liegt vorteilhäfterweise erheblich näher bei 1 als das Durchmesserverhältnis bei den gebräuchlichen, nur als Federelemente verwendeten Tellerfedern. _ Das veränderliche Drehzahlverhältnis des dargestellten Getriebes errechnet sich aus der Beziehung In dieser Formel bedeuten iR das jeweilige Drehzahlverhältnis des Reibradgetriebeteils allein, das gleichbedeutend ist mit dem Drehzahlverhältnis zwischen dem Zentralrad 11 und dem Hohlrad 5, z3 die Zähnezahl des Hohlrades 5 diesem Zentralrad gegenüber und z4 die Zähnezahl des Zentralrades 10 den abtriebsseitigen Planetenrädern 6 gegenüber. Die Zähnezahl z3 ist im Nenner der Formel zu dem Produkt iR - Z4 dann zu addieren, wenn der veränderliche Wälzkreisdurchmesser an dem Reibrad 2 der Planetenräder 1 größer als der Wälzkreisdurchmesser ihres Zahnrades4 ist; im umgekehrten Falle ist z3 von dem Produkt zu subtrahieren. Bei Gleichheit dieser beiden Durchmesser ist fix = oo, d. h., das Hohlrad 5 steht bei laufendem Motor 12 still. Bei dieser Einstellung ergibt sich das Drehzahlverhältnis ir, des Getriebes als Quotient aus der Summe der beiden Zähnezahlen z3 und z4 und der Zähnezahl Z4 des Zentralrades 10. This construction for stable and precise storage and adjustment of the friction rings 3 in conjunction with sufficient spring stiffness of these precisely ground rings ensures that both rings always have the same contact angle with respect to the friction wheel 2 of the planetary gears 1 , regardless of their setting. Regardless of the size of the contact pressure between these parts 2, 3, the friction rings 3 also remain in perfect conical shape due to their double wide support at concentric circumferential circles on both sides to maintain precise pitch circles. The friction rings 3 are particularly tight against the pressure rings 14, 15 due to their own spring force in a setting in which the greatest torque forces and also the greatest contact pressure on the two friction rings are to be expected according to the gear ratio. The strong static friction that arises between the pressure rings 14, 15 and the friction rings 3 also secures the friction rings 3 against twisting against these moment forces. The stronger spring pressure of the friction rings 3 due to their own elasticity does not have a direct effect as contact pressure on the planet gears in any setting. Through the use of ball grooves in the form mentioned, the construction enables a high level of adjustment accuracy on the friction rings 3 and thus a high level of accuracy in the speed control. Another advantage of this construction is that the adjustment of the friction rings 3 over the entire control range by the balls 19, 24 takes place under rolling friction and is therefore very easy. In their capacity as disc springs, the friction rings 3, which are made of high-quality special steel, are not yet pushed through to the limit of the permissible load, even with maximum adjustment. The dependence of the strain in the absence of substantial angle of taper variation ratio of inner diameter to outer diameter is very favorable to the friction rings 3 of the transmission according to the invention; it is advantageously considerably closer to 1 than the diameter ratio in the case of the conventional disc springs used only as spring elements. _ The variable speed ratio of the transmission shown is calculated from the relationship In this formula, iR means the respective speed ratio of the friction gear part alone, which is equivalent to the speed ratio between the central gear 11 and the ring gear 5, z3 the number of teeth of the ring gear 5 opposite this central gear and z4 the number of teeth of the central gear 10 opposite the planetary gears 6 on the output side. The number of teeth z3 in the denominator of the formula is then added to the product iR - Z4 if the variable pitch circle diameter on the friction wheel 2 of the planetary gears 1 is greater than the pitch circle diameter of their gearwheel 4; in the opposite case, z3 has to be subtracted from the product. If these two diameters are the same, fix = oo, ie the ring gear 5 is at a standstill when the motor 12 is running. With this setting, the speed ratio ir, of the gearbox results as the quotient of the sum of the two numbers of teeth z3 and z4 and the number of teeth Z4 of the central wheel 10.

Das veränderliche Drehzahlverhältnis des Reibradgetriebeteils allein kann mit folgender Formel errechnet werden: - - Darin bedeutet d der veränderliche Durchmesser des Wälzkreises an dem Reibrad 2 der Planetenräder 1, z1 die Zähnezahl des Zentralrades 11 dem Zahnradteil 4 dieser Planetenräder gegenüber, z2 die Zähnezahl des Zahnrades 4 und m der Modul dieses Zahnradteiles.The variable speed ratio of the friction gear part alone can be calculated using the following formula: - - Therein d means the variable diameter of the pitch circle on the friction wheel 2 of the planetary gears 1, z1 the number of teeth of the central wheel 11 opposite the gear part 4 of these planet gears, z2 the number of teeth of the gear 4 and m the module of this gear part.

Das zulässige Drehmoment an der Abtriebswelle $ des dargestellten Getriebes ergibt angenähert die Gleichung worin neben den bereits bekannten Zeichen UR die jeweilige gesamte Umfangskraft durch den Reibschluß zwischen den Reibrädern 2 und den stillstehenden Reibringen 3 bedeutet. Diese Umfangskraft UR kann mit Verminderung der Abtriebsdrehzahl erheblich ansteigen, so daß das Getriebe fähig ist, auch unter Drehzahländerung eine konstante Leistung zu übertragen. Dies gewährleistet mit die große Belastbarkeit des Reibradgetriebeteils, in dem insgesamt acht oder mehr Stellen mit großen Krümmungsradien die Anpreßkräfte für den Reibschluß aufnehmen können.The permissible torque on the output shaft $ of the illustrated gearbox approximates the equation in which, in addition to the already known characters UR, the respective total circumferential force due to the frictional engagement between the friction wheels 2 and the stationary friction rings 3 means. This circumferential force UR can increase considerably as the output speed is reduced, so that the transmission is able to transmit constant power even when the speed changes. This ensures with the great resilience of the friction gear part, in which a total of eight or more points with large radii of curvature can absorb the pressing forces for the frictional engagement.

Das Verhältnis der wirksamen Abtriebsleistung an der Welle 8 des Getriebes nach der Zeichnung zu dem Leistungsteil, welcher durch die Reibräder 2 der doppelten Planetenräder über das Hohlrad 5 und die Planetenräder 6 in die Welle 8 fließt, ergibt sich - gleiche Drehrichtung des Hohlrades 5 gegenüber dem Zentralrad 10 vorausgesetzt - aus der Gleichung Die Gleichung läßt erkennen, daß je nach Größe des Drehzahlverhältnisses 'R vom Reibradgetriebeteil und je nach den Zähnezahlen z3 und z4 des Hohlrades 5 und des Zentralrades 10 die Gesamtleistung des Getriebes ein Mehrfaches der Leistung sein kann, welche durch den Reibschluß der Reibräder 2 an den Reibringen 3 auf das Hohlrad 5 übertragen wird. Der weitaus größte Teil der Leistung geht dabei direkt durch das Zentralrad 10 über die Planetenräder 6 in die Abtriebswelle B. Für die vorstehende Verhältnisgleichung sind die unterschiedlichen Wirkungsgrade der einzelnen Getriebeteile, d. h. die Leistungsverluste durch Reibung und Schlupf an den Planetenrädern 1, 6, außer Betracht geblieben; diese Verluste sind in dem Getriebe nach der Erfindung vergleichsweise gering. Es ist bekannt, daß die Verluste durch Reibung und Schlupf an Reibrädern je Ubertragungsstelle immer eindeutig größer sind als die Reibungsverluste an Zahnrädern je Ubertragungsstelle, wenn beide Triebe die gleiche Leistung unter gleicher Drehzahländerung zu übertragen haben. Zum Vorteil für den hohen Wirkungsgrad des erfindungsgemäßen Getriebes hat das Getriebe bereits nur eine durch Reibschluß wirkende Übertragungsstelle, geteilt ausgeführt, im Gegensatz zu bekannten Reibrad- oder Wälzgetrieben anderer Konstruktion mit zwei oder gar drei solcher größere Verluste erzeugenden Übertragungsstellen je Reibrad od. dgl. Von sehr großer Bedeutung für den hohen Getriebewirkungsgrad ist außerdem noch die Tatsache, daß bei dem Getriebe nach der Erfindung ein Hauptzweig der zu übertragenen Leistung direkt durch Verzahnungen, nicht erst durch Reibschluß in die Abtriebswelle 8 geht.The ratio of the effective output power on the shaft 8 of the transmission according to the drawing to the power part, which flows through the friction gears 2 of the double planet gears via the ring gear 5 and the planet gears 6 into the shaft 8 , results - same direction of rotation of the ring gear 5 compared to the Central gear 10 assuming - from the equation The equation shows that depending on the size of the speed ratio 'R of the friction gear part and depending on the number of teeth z3 and z4 of the ring gear 5 and the central gear 10, the total power of the transmission can be a multiple of the power that is generated by the frictional engagement of the friction wheels 2 on the Friction rings 3 is transferred to the ring gear 5. The vast majority of the power goes directly through the central gear 10 via the planet gears 6 into the output shaft B. For the above ratio equation, the different efficiencies of the individual gear parts, i.e. the power losses due to friction and slip on the planet gears 1, 6, are not taken into account remained; these losses are comparatively small in the transmission according to the invention. It is known that the losses due to friction and slip on friction wheels per transmission point are always clearly greater than the friction losses on gears per transmission point if both drives have to transmit the same power with the same change in speed. To the advantage of the high efficiency of the transmission according to the invention, the transmission already has only one transmission point acting by frictional engagement, executed in a split manner, in contrast to known friction or roller gears of other construction with two or even three such larger loss-generating transmission points per friction wheel or the like Another very important factor for the high efficiency of the transmission is the fact that in the transmission according to the invention a main branch of the power to be transmitted goes directly into the output shaft 8 through gears, not just through frictional engagement.

Der mögliche Steuerbereich des Drehzahlverhältnisses des dargestellten Getriebes beträgt iG = -20 ... 3,5 mit einem Drehzahlverhältnis des Reibradgetriebeteils von iR = -5,78... 4,95. Das Vorzeichen Minus kennzeichnet eine andere Drehrichtung des abtreibenden Teiles gegenüber dem antreibenden Teil, d. h., es findet am Getriebe beim Durchfahren des Steuerbereiches ein Drehrichtungswechsel statt.The possible control range of the speed ratio of the transmission shown is iG = -20 ... 3.5 with a speed ratio of the friction gear part of iR = -5.78 ... 4.95. The minus sign indicates a different direction of rotation of the driven part compared to the driving part, ie a change of direction of rotation takes place on the gearbox when passing through the control area.

Die Erfindung erlaubt noch weitere Ausführungsformen und Abwandlungen an Einzelheiten ohne Veränderung des Grundsätzlichen. Wie die Zentral- . räder 10.11 des dargestellten Getriebes mit verschiedenen Verzahnungen ausgestattet sind, so kann auch das Hohlrad 5 mit den abtriebsseitigen Planetenrädern 6 durch eine in Zähnezahl und,'oder Zahnmodul andere Verzahnung im Eingriff stehen als mit den ; antriebsseitigen Planetenrädern 1 mit Zahnradteil 4. Auch eine Gruppe oder beide Gruppen dieser Planetenräder 1. 6 können durch zwei verschiedene Verzahnungen mit dem Hohlrad 5 und den Zentralrädern 10. 11 im Eingriff stehen. Für eine Getriebeauslegung, die eine größere Winkelveränderung an den tellerfederförmigen Reibringen bei der Getriebeverstellung erfordert, sieht die Erfindung den Einsatz von solchen tellerfederförmigen Reibringen vor, die im Querschnitt statt der rechteckigen Form - wie in der Zeichnung dargestellt - eine Trapezform haben, wobei der starke Rand außen liegt. In den Reibringen dieser Form entsteht bei ihrer Verstellung eine wesentlich günstigere Spannungsverteilung, so daß mit diesen Reibringen auch große Kegelwinkelveränderungen betriebssicher zu erreichen sind. Als weitere Abwandlung liegt es im Rahmen der Erfindung. die tellerfederförmigen Reibringe im einzelnen aus zwei oder drei ineinandergeschichteten Tellerfederkörpern zu bilden, die bedarfsweise aus verschiedenen Werkstoffqualitäten bestehen. Aus hochwertigem Wälzlagerstahl braucht in diesem Falle nur der dem Reibradteil 2 der Planetenräder 1 unmittelbar anliegende Tellerfederkörper zu bestehen. Besonders bei einem Einsatz von Reibringen mit trapezförmigem Querschnitt ist vorgesehen, die Reibringe zu ihrer zusätzlichen Führung und Abstützung mit ihrem Außenrand dem jeweiligen Druckring in einer Rille beidseitig anliegen zu lassen, da die im Betrieb auftretende Anpreßkraft gerade an den Reibringen dieser Gestalt erheblich größer sein kann als die axiale Federkraft dieser Reibringe, die keinen geradlinigen Anstieg bei der Verstellung hat. Der Antrieb der mit Reibflächen versehenen antriebsseitigen Planetenräder 1 kann ohne Eingriff des Zentralrades auch durch direkte Verbindung des Planetenradträgers 13 mit der Antriebswelle 9 erfolgen.The invention allows further embodiments and modifications of details without changing the basic principle. Like the central. 10.11 of the illustrated transmission are equipped with different toothings, the ring gear 5 can also be in engagement with the planetary gears 6 on the output side by a toothing that is different in number of teeth and, 'or tooth module, than with the; drive-side planetary gears 1 with gear portion 4. Also a group or both groups of these planet gears 1. 6 can be engaged by two different gears with the ring gear 5 and the central gears 10. 11 For a gear design that requires a larger change in the angle of the disc spring-shaped friction rings when adjusting the gear, the invention provides the use of such disc-spring-shaped friction rings, which in cross-section instead of the rectangular shape - as shown in the drawing - have a trapezoidal shape, with the strong edge is outside. In the friction rings of this shape, when they are adjusted, a much more favorable stress distribution is created, so that large changes in the cone angle can be reliably achieved with these friction rings. As a further modification, it is within the scope of the invention. to form the disc spring-shaped friction rings in detail from two or three nested disc spring bodies, which, if necessary, consist of different material qualities. In this case, only the disc spring body directly adjacent to the friction wheel part 2 of the planetary gears 1 needs to be made of high-quality roller bearing steel. Especially when using friction rings with a trapezoidal cross-section, the outer edge of the friction rings should rest against the respective pressure ring in a groove on both sides for additional guidance and support, since the contact pressure that occurs during operation can be considerably greater on the friction rings of this shape than the axial spring force of these friction rings, which does not increase in a straight line during adjustment. The drive-side planetary gears 1 provided with friction surfaces can also be driven by direct connection of the planetary gear carrier 13 to the drive shaft 9 without the central gear engaging.

Füi die Verstellung der tellerfederförmigen Reibringe können außer den dargestellten Mitteln auch andere, z. B. hydraulisch arbeitende Mittel, verwendet werden. Ebenso können für die Verstellung in der üblichen Weise Zahntriebe - etwa eine direkt. in beide Stellringe 20 eingreifende Zahnstange - wie auch Schneckentriebe Verwendung finden.Füi the adjustment of the disc spring-shaped friction rings can except the means shown also other, z. B. hydraulic agents used will. Gear drives can also be used for adjustment in the usual way - for example one directly. Rack engaging in both adjusting rings 20 - as well as worm drives Find use.

Claims

Claims: 1. Infinitely controllable combined friction wheel gear transmission with double planetary gears, which consist of at least one gear wheel and a friction wheel with friction surfaces of flat conical basic shape with convex curvature, with which they are secured against rotation and infinitely adjustable in the cone angle disk spring-shaped Rolling friction ring, characterized in that the gears (4) of the double planet gears (1) mesh with a ring gear (5) which engages in further toothed planet gears (6) which are connected to the output shaft (8) by their carrier (7) and are driven by a central wheel (10) which is connected to the drive shaft (9) in a rotationally fixed manner and to which a further central wheel (11) is rotationally fixed and which drives the gears (4) of the double planetary gears (1).

2. Transmission according to claim 1, characterized in that the carrier (13) for the double planetary gears (1) is rotatably connected to the drive shaft (9) and that the central gear (11) is omitted.

3. Gear after Claim 1 or 2, characterized in that the friction wheels (2) each have two convex curved friction surfaces of the same dimensions between two non-rotatable, plate-spring-shaped and oppositely arranged friction rings (3) rotate which are at simultaneous and even adjustment of their cone angle axially in opposite directions move.

4. A transmission according to claim 3, characterized in that the friction rings (3) rest on concentric circumferential circles on their two sides secured against rotation pressure rings (14, 15) which each have a ball running groove (18) on their outer circumference and thus two over each a ring of balls (19) with each friction ring (3) a rotatable adjusting ring (20) with radial bearing in engagement in the adjusting ring, which on its inner circumference per ball (19) has a separate and @ running after a certain curve running groove ( 22, 23) and with its outer face by means of bearing balls (24) against a support ring (17) , the two adjusting rings (20) not rotatable against each other, but with automatically acting pressure devices by spring force and force on the support rings (17) Balls (29) on inclined run-up surfaces (30) can be axially advanced towards one another and for the gear adjustment by adjusting means of various types, such as. B. od by lever, rack, worm.

5. Transmission according to claim 4, characterized in that the Disk spring-shaped friction rings (3) secured against rotation with their outer edge rest against the respective pressure ring in a groove.

6. Transmission according to one of the claims 1 to 5, characterized in that the friction rings secured against rotation (3) have a plate spring shape with a trapezoidal cross-section, the strong Edge is outside.

7. Transmission according to one of claims 3 to 5, characterized in that that the secured against rotation friction rings (3) in detail from two or more stacked disc spring bodies are composed, as required consist of different material qualities. B.

Transmission according to Claim 1, characterized in that the gear wheels (4) of the double planetary gears (1) are provided with two different toothings for engagement with the ring gear (5) and with the driving gear (11).

9. Transmission according to claim 1, characterized in that that the ring gear (5) with the gears (4) of the double planet gears (1) and with the planetary gears (6) on the output side by two different toothings in the Engagement is.