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Die vorliegende Erfindung betrifft ein stufenloses Getriebe bzw. eine stufenlose
Transmission, das/die insbesondere für Kraftfahrzeuge bestimmt und so konstruiert ist,
daß bezogen auf herkömmliche stufenlose Getriebe eine beträchtliche Steigerung der
übertragenen Kraft ermöglicht wird.
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Nach dem Stand der Technik sind einige stufenlose Getriebemechanismen bekannt, die
im wesentlichen aus einem Paar Riemenscheiben bestehen, die auf parallelen Wellen
montiert sind, und die Bewegungsübertragung dazwischen wird durch einen Riemen
mit trapezförmigem Querschnitt erzielt. Jede dieser Riemenscheiben besteht aus zwei
gegenseitig verblockten koaxialen kegelstumpfförmigen Platten oder Teilen, deren
einander zugewandte Innengestalten eine kegelstumpfförmige Konfiguration aufweiser.
Die kegelstumpfförmigen Platten und Teile einer jeden kiemenscheibe können
gegeneinander verschoben werden, sodaß sie sich voneinander wegbewegen oder
zueinander annähern, wobei auf diese Weise die ringförmigen Bereiche verändert
werden, auf denen der Riemen gehalten wird. Beim einander Annähern der
kegelstumpfförmigen Platten oder Teile einer jeden Riemenscheibe werden die Radii
der ringfrömigen Bereiche, in denen die Riemen liegen, vergrößert. Andererseits wird,
wenn die kegelstumpfförmigen Platten oder Teile einer jeden Riemenscheibe
voneinander wegbewegt werden, die gegenteilige Wirkung erzielt. Diese
Radiusänderungen an den Riemenscheiben erlauben es, eine kontinuierliche Änderung
des Übersetzungsverhältnisses zu erreichen.
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Die US-PS-4.470.326, aus der die im Oberbegriff von Anspruch 1 dargelegten
Merkmale bekannt sind, offenbart ein Getriebe, das einen variablen Riemenantrieb eine
zweistufige Planetengetriebeanordnung und eine Zwischenvorgelegeanordnung
aufweist, die in Kombination angeordnet sind, um ein kontinuierlich variables synchron
schaltendes Getriebe bereitzustellen. Die Planetengetriebeanordnung und der variable
Riemenantrieb sind in Parallelantriebsbeziehung angeordnet, sodaß die
Riemenbelastung verringert wird. Die Planetengetriebeanordnung weist zwei
Abtriebselemente auf, die durch Kupplungen selektiv mit jeweiligen Zwischenwellen in
der Zwischenvorgelegeanordnung verbunden werden können. Die Zwischenwellen
halten selektiv in Eingriff bringbare Übersetzungszahnräder, die so mit jeweiligen
Antriebszahnrädern auf der Getriebeabtriebswelle ineinandergreifen, daß Paare
identischer Übersetzungsverhältnisse zwischen den Wellen geschaffen werden, sodaß
die Übersetzungen auf jeder Zwischenwelle gleichzeitig in Eingriff gebracht werden
und die Abtriebskupplungen des Planetengetriebes an einem Punkt synchroner
Geschwindigkeit gewechselt werden können, sodaß eine Übersetzungsänderung
zugelassen wird. Für Geschwindigkeitsänderung innerhalb eines bestimmten
Übersetzungsverhältnisses wird durch Regulieren der Übersetzung des Riemenantriebs
gesorgt. Bei einer Getriebeübersetzung wird die Ausgangsgeschwindigkeit des
Riemenantriebs erhöht, um für eine erhöhte Getriebegeschwindigkeit zu sorgen,
während die Ausgangsgeschwindigkeit des Riemenantriebs in der nächstfolgenden
Übersetzung verringert wird, wodurch sich die Getriebeausgangsgeschwindigkeit
erhöht. Das Getriebe ist mit einer Antriebsmaschine mit konstanter Geschwindigkeit
einsetzbar, um einen kontinuierlich variablen Ceschwindigkeitsbereich für ein Fahrzeug
zu ermöglichen, der größer ist als der kontinuierlich variable Geschwindigkeitsbereich
für jedes vorhandene Geschwindigkeitsverhältnis.
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Es ist interessant, darzulegen, daß mit einem heute verwendeten metallischen "Riemen"
das Hauptproblem des früher verwendeten "Riemens" aus Gummi oder
Elastomermaterial mit oder ohne Verstärkungen überwunden worden ist, das im
geringen Wert der übertragbaren Spitzenkraft besteht. Mit dem "Riemen" aus Metall ist
dieses Problem überwunden worden, weil er nicht unter Zugbeanspruchung, sondern
unter Druckbeanspruchung arbeitet.
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Die obengenannten "Riemen" aus Metall und die kegelstumpfförmigen Riemenscheiben
stellen eine wesentliche Verbesserung dar, was die maximale bei
Geschwindigkeitsänderung kontinuierlich zu übertragende Kraft betrifft, was eine
spezielle Anwendung im Kfz-Bereich erlaubt. Dennoch ist die maximale Kraft, die
übertragen worden ist, relativ gering, sodaß diese stufenlosen Getriebe nur bei
Kraftfahrzeugen mit schwachen Motoren verwendet werden können.
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Das Ziel der vorliegenden Erfindung besteht darin, ein stufenloses Getriebe
mechanischer Konstruktion bereitzustellen, das eine beträchtliche Zunahme des
maximal übertragbaren Kraifausmaßes zuläßt, mit den im Kfz-Bereich damit
verbundenen unzweifelhaften Vorteilen.
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Andererseits ermöglicht sie es, Kraftfahrzeuge mit mittlerer und geringer Motorleistung
zu geringeren Kosten mit einem stufenlosen Getriebe zu versehen, als das bei
gegenwärtigen Modellen der Fall ist, da sie mit herkömmlichem Riemenzugwerk
ausgestattet werden können.
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Andererseits könnte die Anwendung stufenloser Getriebe auf Pkws mit
Hochleistungsmotoren und auf die gleiche Art auf Nutzfahrzeuge, wie LKWs, Busse
usw., ausgedehnt werden.
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Das erfindungsgemäße stufen lose Getriebe besteht aus herkömmlichen mechanischen
Elementen, wie Getrieben aus "Riemen" und kegelstumpfförmigen Riemenscheiben,
Zahnradsätzen, z.B. Umlaufgetrieben oder Planetengetrieben, Synchronlaufbüchsen für
die Wahl des Ganges, Bremsen und/oder Mehrscheibenkupplungen usw., und basiert
auf der Tatsache, daß durch die kegelstumpfförmigen Riemenscheiben und die
entsprechenden "Riemen" nur ein Teil der vom Fahrzeugmotor gelieferten Gesamtkraft
übertragen wird.
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Der Zweck der vorliegenden Erfindung besteht darin, eine Getriebeanordnung
bereitzustellen, die einen Vorwärtsgang und einen Rückwärtsgang, ein kontinuierlich
verstellbares Keilriemengetriebe, bei dem zumindest ein Paar Riemenscheiben durch
ein flexibles Übertragungselement verbunden ist, einen Kraftübertragungsmechanismus
und einen Abtriebsplanetengetriebezug umfaßt, der aus einem Träger für eine Vielzahl
von Planetenzahnrädern, einem Sonnenrad und einem Hohlrad besteht, wodurch eine
Riemenscheibe der Riemenscheiben mit einer Getriebeantriebswelle verbunden ist, auf
die von einem Motor Kraft übertragen wird, und die andere Riemenscheibe mit einer
Antriebswelle des Kraftübertragungsmechanismus in Antriebsverbindung steht, dessen
Abtriebszahnrad sich in Antriebsverbindung mit dem Sonnenrad des
Abtriebsplanetengetriebezuges befindet, wodurch sich entweder das Hohlrad oder der
Träger des Abtriebsplanetengetriebezuges in Antriebsverbindung mit der
Getriebeantriebswelle befindet und das andere Element mit einer Abtriebswelle der
Getriebeanordnung verbunden ist, welche Welle eine Antriebswelle eines
herkömmlichen Stufenschaltgetriebes ist, dadurch gekennzeichnet, daß der
Kraftübertragungsmechanismus mit einem Vorwärts/Rückwärtsantriebs-Schalt- bzw.
-Verstehmechanismus versehen ist, sodaß sich bei seiner Betätigung das Sonnenrad des
Abtriebsplanetengetriebezugs entweder in die eine oder in die entgegengesetzte
Richtung dreht.
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Der Vorwärts/Rückwärtsantriebs-Schalt- bzw. -Verstellmechanismus kann aus einer
Kupplung und einer Bremse bestehen, die jeweils auf die Zahnräder wirken.
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Gemäß einer weiteren Ausführungsform besteht der Vorwärts/Rückwärtsantriebs-Schalt-
- bzw. -Verstellmechanismus aus einer verstellbaren Muffe, die in eine Richtung
verschoben in die Zahnräder eingreift und in der entgegengesetzten Richtung die
Zahnräder bremst, wenn sie auf ein feststehendes Element wirkt.
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Gemäß einer dritten Lösung besteht der Vorwärts/Rückwärtsantriebs-Schalt- bzw.
-Verstellmechanismus aus einer Muffe, die wahlweise in das Rad eingreifen kann, das
mit der Welle der Riemenscheibe einstückig ausgebildet ist, die zu einem Getriebezug
oder zu einem anderen führt.
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Die Merkmale und Vorteile der vorliegenden Erfindung, wie in den Ansprüchen
dargelegt, werden nun unter Bezugnahme auf die beiliegenden Zeichnungen im Detail
beschrieben, die mehrere Beispiele für die stufenlosen Getriebe gemäß vorliegender
Erfindung und ihre Anwendungsmöglichkeiten zeigen.
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Fig. 1 ist eine schematische Schnittansicht des Grundelements des stufenlosen Getriebes
gemäß vorliegender Erfindung, das von nun an als "Kontinuitäts und
Kraftablenkungsmodul" bezeichnet wird.
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Die Fig. 2 bis 6 sind Fig. 1 ähnliche Ansichten, die mögliche Variationen des
"Kontinuitäts- und Kraftablenkungsmoduls" zeigen.
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Die Fig. 7 bis 20 entsprechen Schemata verschiedener Planetengetriebe und
kegelstumpfförmiger Riemenscheiben zur Kraftübertragung durch einen "Riemen", die
beim stufenlosen Getriebe gemäß vorliegender Erfindung verwendet werden können.
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Die Fig. 21 und 22 zeigen graphisch den Betrieb des "Kontinuitäts- und
Kraftablenkungsmoduls".
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Die Fig. 23, 25 und 26 sind schematische Schnittansichten von Ausführungsbeispielen
für stufenlose Getriebe gemäß vorliegender Erfindung.
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Fig. 24 entspricht dem kinematischen Betriebsdiagramm des in Fig. 23 gezeigten
stufenlosen Getriebes, eingebaut in einen Pkw, dessen Motor stark genug zur Erreichung
einer Maximalgeschwindigkeit von 210 km/h ist.
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Die Fig. 27 und 28 zeigen zwei weitere mögliche Ausführungsbeispiele des
"Kontinuitäts- und Kraftablenkungsmoduls".
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Fig. 1 zeigt das "Kontinuitäts- und Kraftablenkungsmodul", die Bezugszeichen 1 und 2
bezeichnen die Riemenscheiben mit variablem Übersetzungsverhältnis, die aus
kegelstumpfförmigen Platten oder Teilen mit einer gemeinsamen Welle 3 bestehen,
wobei die kegelstumpfförmigen Oberflächen einander zugewandt sind, um den
"Riemen" 4 zu halten. Bezugszahl 5 bezeichnet ein Zahnrad, das koaxial zur
Zahnradkrone 7 eines Planetenzwischengetriebes 11 und damit verblockt ist.
Bezugszahl 6 bezeichnet die Satelliten des Planetengetriebes oder Umlaufgetriebes 11.
Bezugszahl 8 bezeichnet eine Kupplung, die im Betrieb die Zahnradkrone 7 mit dem
Satellitenträger des Umlaufgetriebes 11 verblockt. Das "Kontinuitäts- und
Kraftablenkungsmodul" umfaßt auch eine Bremse, Bezugszahl 9, die im Betrieb den
Satellitenträger des Umlaufgetriebes 11 blockiert. Bei diesem Getriebe bezeichnet
Bezugszahl 10 das Sonnenrad, das zur Welle 3 koaxial und damit verblockt ist. Die
Bezugszahlen 12 und 14 bezeichnen das Kronenrad und die Satelliten eines
Abtriebsplanetengetriebes, das allgemein mit Bezugszahl 16 bezeichnet wird. Der
Satellitenträger dieses zweiten Getriebes hat die Bezugszahl 13. Bezugszahl 15
bezeichnet ein Zahnrad, (las sich mit einem Zwischenzahnrad 17 in Eingriff steht,
welches wiederum mit dem Zahnrad 5 in Eingriff befindet. Buchstabe E bezeichnet eine
Antriebswelle, während Buchstabe S die Abtriebswelle bezeichnet.
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Fig. 2 entspricht einer ähnlichen Ausführungsform wie der in Fig. 1 beschriebenen, mit
der Ausnahme, daß das Zahnrad 5 zur Welle 3 koaxial und damit verblockt ist.
Darüberhinaus ist das Sonnenrad 10 zum Zahnrad 15 koaxial und damit verblockt.
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Die Kupplung 8 wirkt in jedem Fall zwischen jeweils zwei Elementen des
Planetengetriebes, da die, wie wohlbekannt ist, die gleiche Wirkung hervorruft, nämlich
die Rotationsgeschwindigkeiten der drei Elemente, des Sonnenrades, des Kronenrades
und des Satellitenträgers aneinander anzugleichen.
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In Fig. 1 sind die beiden Umlaufgetriebewellen parallel, während sie in Fig. 2 koaxial
sind. Bei beiden Ausführungsformen verlaufen die Antriebs- und die Abtriebswelle
koaxial.
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Fig. 3 zeigt die gleiche Anordnung wie Fig. 1. In Fig. 3 werden die glechen
Bezugszeichen verwendet wie in den folgenden Figuren, um die gleichen Elemente
oder Komponenten zu bezeichnen. Der einzige Unterschied von Fig. 3 gegenüber Fig. 1
besteht darin, daß die Antriebswelle E in ersterer links von der Riemenscheibe 1
angeordnet ist.
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Fig. 4 zeigt dieselbe Ausführungsform wie Fig. 2. Der einzige Unterschied von Fig. 4
gegenüber Fig. 2 besteht darin, daß die Antriebswelle E in ersterer links von der
Riemenscheibe 1 angeordnet ist. In den Figuren 3 und 4 bezeichnet Bezugszahl 18 ein
Gehäuse, das am Motorschwungradgehäuse zu befestigen ist.
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Die Ausführungsform von Fig. 5 ist der in Fig. 2 gezeigten ähnlich, unterscheidet sich
aber dadurch, daß der dazwischen eingreifende Zahnradzug, Bezugszahlen 5, 15 und
17, weggelassen worden ist und ein weiteres Paar Riemenscheiben, Bezugszahlen 19
und 20, hinzugefügt wurde. Die erste dieser Riemenscheiben, Bezugszahl 19, entspricht
Bezugszahl 1, während Riemenscheibe 20 Bezugszahl 2 entspricht. Im übrigen
entsprechen seine Konstruktion, sein Betrieb und seine Benennungen den unter
Bezugnahme auf Fig. 2 angeführten.
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Die Ausführungsform von Fig. 6 ist der in Fig. 4 gezeigten ähnlich, unterscheidet sich
aber insofern, als der dazwischen eingreifende Zahnradzug, Bezugszahlen 5, 15 und 17
weggelassen worden ist und auf die gleiche Weise wie in Fig. 5 weitere zwei
Riemenscheiben, Bezugszahlen 19 und 20, hinzugefügt worden sind.
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Die Fig. 7, 8 und 9 stellen den gleichen Satz aus zwei Planetengetrieben, wie bereits
beschrieben, mit den Bezugszahlen 11 und 16 dar. Bezugszahlen 6, 7 und 10 stellen
die Satelliten, das Kronenrad bzw. das Sonnenrad von Getriebe 11 dar, während die
Bezugszahlen 14, 12 und 21 jeweils die Satelliten, das Kronenrad und das Sonnenrad
von Planetengetriebe 16 darstellen. Bezugszahl 22 bezeichnet ein Ziehzahnrad, das
zum Sonnenrad 10 koaxial und damit verblockt ist. Bezugszahl 23 bezeichnet ein
Ziehzahnrad, das zum Satellitenträger 26 des Planetengetriebes 11 koaxial und damit
verblockt ist. Bezugszahl 24 bezeichnet eine Muffe mit Zahneinschnitten im Inneren,
und Bezugszahl 25 bezeichnet ein feststehendes Zahnrad. Die Muffe 24 umfaßt einen
Synchronisiermechanismus, um beim Verstellen nach links die Zahnräder 22 und 23 zu
verblocken oder um beim Verstellen nach rechts die Zahnräder 23 und 25 zu
verblocken.
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In Fig. 8 verblockt die Muffe 24, wenn sie nach links verstellt wird, die Zahnräder 22
und 23 miteinander. In Fig. 9 bezeichnen die Bezugszahlen 8 und 9 eine Kupplung
bzw. eine Bremse, wie für die Fig. 1 bis 6 bereits angegeben.
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Die Fig. 10 bis 20 entsprechen verschiedenen Sätzen aus Riemenscheiben, Zahnrädern
und Planetengetrieben. Die in diesen Figuren angegebenen Bezugszahlen haben die
bereits für die obigen Figuren angegebenen Bedeutungen. Die Bezugszahlen 27 und 28
von Fig. 10 bezeichnen ein Paar Zahnräder im Eingriff miteinander. In den
verschiedenen Figuren bezeichnen die Bezugszahlen 29 und 30 koaxiale Wellen, von
denen die zweite eine rohrförmige Konfiguration aufweist. Auch Bezugszaiil 31
bezeichnet eine Hohlwelle mit rohrförmiger Konfiguration.
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Durch die Kombination aus einer der beiden Figuren 10 oder 11 mit einer der Figuren
11, 13, 14 und schließlich mit einer der Figuren 15 bis 20 hat man eine Gruppe aus
Sätzen zur Verfügung, die neben der bereits in den obigen Figuren erklärten Satzgruppe
ein "Kontinuitäts- und Kraftablenkungsmodul" darstellt, wie später erklärt werden wird.
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Das Diagramm von Fig. 21 zeigt das Ausmaß der durch die Riemenscheiben des
"Kontinuitäts- und Kraftablenkungsmoduls" übertragenen maximalen Kraft, gemessen als
Prozentsatz der vom Kraftfahrzeugmotor zugeführten Leistung, die dem D auf der Y-
Achse dieses Diagramms entspricht, als Funktion des Betriebsfeldes C, welche Werte
auf der X-Achse angegeben sind. C ist der Quotient aus dem Maximum- und dem
Minimumwert des Übersetzungsverhältnisses.
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Das Diagramm von Fig. 22 umfaßt zwei Graphiken mit einer gemeinsam X-Achse, die
durch die K-Werte (Übersetzungsverhältnis eines Paares kegelstumpfförmiger
Riemenscheiben, d.h. der Quotient zwischen den Bogenradii, die der "Riemen" in jeder
Riemscheibe beschreibt) dargestellt sind. Das untere Diagramm zeigt die Kraftwerte D,
wie für Fig. 21 erklärt, während das obere Diagramm auf der Y-Achse die Werte T zeigt,
das ist das Übersetzungsverhältnis des "Kontinuitäts- und Kraftablenkungsmoduls".
Diese Diagramme sind für im voraus festgelegte Werte von Parametern erstellt worden,
die die Umlaufgetriebe und kegelstumpfförmigen Riemenscheiben definieren,
entsprechend einem Ausführungsbeispiel, das später beim Erklären des Betriebs wieder
kommentiert werden wird.
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Fig. 23 stellt schematisch ein Beispiel für das Ineinandergreifen des "Kontinuitäts und
Kraftablenkungsmoduls" von Fig. 1 mit einer Schaltgetriebeanordnung mit zwei
Vorwärtsgangübersetzungsverhältnissen und einem für den Rückwärtsgang dar. Der so
gebildete Satz entspricht beispielsweise einem stufenlosen Getriebe für einen Pkw, der
mit einem quer angeordneten Motor und einem Vorderradantrieb ausgestattet ist. Wie
in den obigen Figuren bezeichnen die Buchstaben E und S die Antriebs- bzw. die
Abtriebswelle. Die Zahnräder 32, 33 und 34 sind zur Welle S koaxial und damit
verblockt. Die Zahnräder 35, 43, 45 und 46 sind zur Zwischenwelle, Bezugszahl 47,
koaxial. Das Zahnrad 32 greift mit dem Zahnrad 46 ineinander, und das Zahnrad 46
und das Zahnrad 34 greifen mit dem Zahnrad 43 ineinander. Das Paar Zahnräder 34
und 43 entspricht dem ersten Gang und das Paar Zahnräder 32 und 46 entspricht dem
zweiten Gang. Bezugszahl 44 bezeichnet eine Muffe mit Synchronisierelementen, um
einen der beiden obigen Gänge auszuwählen. Das Zahnrad 45 greift mit einem (nicht
gezeigten) Zwischenzahnrad ineinander, das, wenn es auch mit Zahnrad 33
ineinandergreift, das Einlegen des Rückwärtsganges erlaubt. Die ineinandergreifenden
Zahnräder 35 und 36 bilden den Abtriebszahnradzug. Über dem Zahnrad 36 und in
einer koaxialen und verblockten Position damit befindet sich der Satellitenträger 37
einer Differentialgruppe, der an seinem Abtriebsende die Antriebsräder wie durch die
Bezugszahl 39 und 42 bezeichnet betreibt. Die Bezugszahlen 38 und 41 entsprechen
den Planetengetrieben und Bezugszahl 40 den Satelliten dieser Differentialgruppe.
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Fig. 24 zeigt das kinematische Diagramm des in Fig. 23 gezeigten stufenlosen
Getriebes, eingebaut in ein Kraftfahrzeug, das mit einem Motor mit einem maximalen
Drehzahlbereich von 5.500 U/min ausgestattet ist. Zusätzliche Details dieses Beispiels
werden später erklärt.
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Fig. 25 ist eine schematische Darstellung, die einem stufenlosen Getriebe entspricht,
das durch das "Kontinuitäts- und Kraftablenkungsmodul" von Fig. 3, verbunden mit
einer herkömmlichen Ausführungsform eines Schaltgetriebes 48 mit 4
Vorwärtsübersetzungsverhältnissen (d.h. 4 Gängen) und einem Rückwärtsgang, realisiert
ist. Die Bezugszahlen 49 und 58 bezeichnen die Zahnräder des sogenannten
Synchronzugs. Die Bezugszahlen 52 und 55 bezeichnen das Zahnradpaar des ersten
Gangs; die Bezugszahlen 51 und 56 bezeichnen das Zahnradpaar des zweiten Gangs,
und die Bezugszahlen 50 und 57 bezeichnen das Zahnradpaar des dritten Gangs. Der
vierte Gang, d.h. der direkte Gang, wird eingelegt, indem die Muffe 60 nach links
gelegt wird, sodaß die Welle, an der das Zahnrad 49 befestigt ist, das heißt die
Antriebswelle für das herkömmliche Schaltgetriebe, und die Abtriebswelle S verblockt
sind. Bezugszahl 60 bezeichnet daher eine Wähl-Muffe für den dritten und für den
vierten Gang, und Muffe 61 ermöglicht die Wahl des ersten und des zweiten Ganges.
Schließlich entsprechen das Zahnradpaar 53 und 54 dem Rückwärtsgang (das
Zwischenzahnrad ist nicht dargestellt, um die Zeichnung klarer zu gestalten).
Bezugszahl 59 bezeichnet die Zwischenwelle, an der die unter Bezugszahl 54, 55, 56,
57 und 58 bereits beschriebenen Zahnräder koaxial urid verblockt eingepaßt sind.
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Fig. 26 ist, wie die Figuren 23 und 25, eine schematische Darstellung, die ein weiteres
Ausführungsbeispiel für ein stufenloses Getriebe zeigt. In diesem Fall wird das
stufenlose Getriebe durch Ineinandergreifen des Schaltgetriebes 62 und des
"Kontinuitäts- und Kraftablenkungsmoduls" von Fig. 1 (in bezogen auf Fig. 1
umgekehrter Position) gebildet, in der nur aus Gründen der Klarheit die
kegelstumpfförmigen Riemenscheiben 1 und 2 und die Umlaufgetriebe 11 und 6 von
Fig. 1 dargestellt werden. Was Anordnung 62 betrifft, bezeichnen die Buchstaben E und
S, wie immer, die Antriebs- bzw. die Abtriebswelle. Die Zahnräder 63 bis 68 sind
koaxial zu den Wellen E und S, die in einer Linie liegen. Andererseits sind die
Zahnräder 69 bis 74 zu den Wellen 75 und 76 koaxial, wobei die zweite davon eine
rohrförmige Konfiguation aufweist und beide koaxial sind. Das Zahnrad 74 ist zur Welle
75 koaxial und damit verblockt, und die Zahnräder 69 bis 73 sind zur rohrförmigen
Welle 76 koaxial und damit verblockt, die wiederum zum Satellitenträger des
Planetengetriebes 16 koaxial und damit verblockt ist. Die Bezugszahlen 77 und 78
bezeichnen die Gangwählmuffen. Das Zahnradpaar 63 und 74 bildet den bekannten
Synchrongetriebezug; die verbleibenden Zahnradpaare entsprechen den folgenden
Gängen: Bezugszahl 70 und 67 für den ersten Gang; Bezugszahl 66 und 71 für den
zweiten Gang, Bezugszahl 65 und 72 für den dritten Gang, Bezugszahl 64 und 73 für
den vierten Gang und Bezugszahl 68 und 69 für den Rückwärtsgang (das
Zwischenzahnrad mit Rückwärtsgangeigenschaft ist nicht dargestellt).
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Obwohl es aus obigen Ausführungen abgeleitet werden kann, sei zweckmäßigerweise
angemerkt, daß das Wesentliche der vorliegenden Erfindung in der Tatsache besteht,
daß es die mechanische Verbindung oder Verbindungen zwischen den verschiedenen
wohlbekannten Teilelementen und/oder mechanischen Anordnungen, wie
Riemenscheiben, Umlaufgruppen, Kupplungen, Bremsen, Synchronisationsmuffen,
Gangwählern usw. erlauben, eine als "Kontinuitäts- und Kraftablenkungsmodul"
bezeichnete und zur Abkürzung in der Folge als Kontinuitätsmodul bezeichnete
Anordnung zur Verfügung zu haben, die einen wesentlichen und grundlegenden Teil
der vorliegenden Erfindung darstellt. Sein In-Eingriff-Bringen mit Schaltgetrieben, einige
davon nach dem Stand der Technik, führt dazu, daß die auf diese Art aufgebaute
Anordnung als stufenloses Getriebe arbeitet, das sein richtiges Anwendungsgebiet im
Bereich der Kfz-Industrie oder Industrie im allgemeinen findet.
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Daher ist es zweckmäßig, zunächst den Betrieb des Kontinuitätsmoduls zu beschreiben.
Die beigefügten schematischen Zeichnungen in den Fig. 1 bis 6 sind
Ausführungsbeispiele davon, ebenso wie die verschiedenen Versionen, die erhalten
werden können, indem eine Anordnung aus den Fig. 10 und 11 mit einer weiteren der
Fig. 12, 13 und 14 und schließlich mit einer weiteren Anordnung aus den Fig. 15 bis 20
verknüpft wird. Das ergibt ingesamt 2 x 3 x 8 = 48 Varianten neben jenen, die aus den
Fig. 7, 8 und 9 entnommen werden können, auf denen die Kontinuitätsmodule basieren
und die in den Fig. 1 bis 6 bereits genannt wurden. Die Fig. 3, 4 und 6 zeigen adäquate
Strukturen für in Längsrichtung angeordnete Motoren (wie das in Nutzfahrzeugen und
bei einigen PKWs der Fall ist), während die Fig. 1, 2 und 5 bevorzugte Anordnungen für
Aufbauten mit quergerichteten Motoren sind (wie bei PKWs meist der Fall), obwohl sie
auch für längsgerichtet angeordnete Motoren verwendet werden können, wie im
Beispiel von Fig. 25 und 26 gezeigt (erstere entspricht einem Schema in vertikaler
Schnittansicht, und letztere einem Schema in horizontaler Schnittansicht). All diese
Varianten des Kontinuitätsmoduls haben ein gemeinsames Grundmerkmal, das als
universelles mechanisches Gesetz bezeichnet werden könnte, das die maximale Kraft
D, die durch die kegelstumpfförmigen Riemenscheiben gerichtet ist (und die ein
Bruchteil der Kraft ist, die das Kontinuitätsmoduls vorn Motor kommend erreicht), mit
dem Betriebsfeld C des obengenannten Kontinuitätsmoduls (das ist der Quotient
zwischen ihren höheren Übersetzungsverhältnissens, d.h. Maximal- und Minimalwert)
in Beziehung setzt. Diese Funktionsabhängigkeit wird durch folgende Formel
ausgedrückt:
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D = C - 1/C + 1 x 100
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worin D durch den Motorleistungsprozentsatz quantifiziert wird.
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Diese Formel ist von den entsprechenden mathematischen, kinematischen und
dynamischen Gleichungen abgeleitet und unterliegt der Voraussetzung, daß D auf den
gleichen maximalen Wert für die Rotationen in beide Rotationsrichtungen einiger der
Elemente eines der Umlaufgetriebe beschränkt ist, die in das Kontinuitätsmodul
integriert sind; es wird von der Hypothese des 100%igen mechanischen
Wirkungsgrades der Kraftübertragung durch die Zahnräder und die kegelstumpfförmigen
Riemenscheiben ausgegegangen. Unter Bezugnahme auf die so oft wiederholte
Vielfältigkeit der Kontinuitätsmodule versteht sich, daß die in den Fig. 1 bis 6
dargestellten Kontinuitätsmodule (mit Kupplung und Bremse oder mit
Synchronisiermuffen oder mit Muffen und Bremse, wie in den Fig. 7, 8 und 9 gezeigt) in
Anbetracht der durchgeführten Untersuchungen den am besten geeigneten
funktionellen Ausführungsformen entsprechen. Fig. 21 ist die graphische Umsetzung der
obigen Formel, die D und C in Beziehung setzt.
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Für die Beschreibung des Betriebs des Kontinuitätsmoduls und um sein Verstehen zu
erleichtern, müssen die Graphiken in Fig. 22 (die mit praktischen Werten erstellt
wurden, die die Planetengetriebe und die zulässigen Durchmesser und Reduktionen der
Riemenscheiben definieren) und auch Fig. 1 in Betracht gezogen werden.
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Die in der gemeinsamen X-Achse der beiden Graphiken von Fig. 22 dargestellte
Variable K gibt den Quotienten zwischen den Radii der Bögen an, die der "Riemen" 4
in den Kegelstumpf-Riemenscheiben 1 und 2 beschreibt (siehe Fig. 1). Unter der
Vorausetzung, daß, wenn die Bremse 9 arbeitet, die Rotationsrichtung des Zahnrades 15
bezogen auf die Welle E und somit die Sonnenradrotationsrichtung des Umlaufgetriebes
16 umgedreht ist, ist man übereingekommen, K negative Werte zuzuordnen um
unterscheiden zu können, wenn anstelle der Bremse 9 Kupplung 8 arbeitet. In diesem
Fall ist die Rotationsrichtung von Zahnrad 15 und Sonnenrad 16 die gleiche wie die
Rotationsrichtung von Antriebswelle E, sodaß das positive Vorzeichen gemäß obiger
Übereinkunft K entspricht. Das Kontinuitätsmodul arbeitet auf solche Weise, daß die
Graphiken für Fig. 22 für jeden K-Wert die Übersetzungsverhältniswerte T (das ist der
Quotient aus den Rotationsgeschwindigkeiten von E und S) und die Kraftwerte D
(Prozentsatz der Kraft, die auf die Welle E wirkt, d.h. Leistung des Motors, an den es
angeschlossen ist) ergeben, wie durch die kegelstumpfförmigen Riemenscheiben
übertragen. Wenn die Bremse 9 arbeitet, werden die maximalen Werte für T und D
erzielt, wenn der Radius des "Riemens" 4 in der kegelstumpfförmigen Riemenscheibe 1
den maximalen Wert (und in der kegelstumpfförmigen Riemenscheibe 2 den minimalen
Wert) aufweist, und in diesem Beispiel beträgt der entsprechende K-Wert in Anbetracht
der obigen Vorzeichen-Übereinkunft -0,925 und somit T = 2,008 und D = 32,5 (diese
Werte sind in Fig. 22 aus Gründen der Klarheit nicht angeführt). Wenn der K-Wert
minimal ist, in diesem Beispiel K = -0,16, betragen die Werte für T und D T= 1,582
und D=4,43, was darauf hinweist, daß, wenn Bremse 9 weiterhin angelegt ist, die
kontinuierliche Radiusveränderung des "Riemens" 4 in der kegelstumpfförmigen
Riemenscheibe 1 von ihrem maximalen Wert zu ihrem minimalen Wert (und die
entsprechende Radiuszunahme des "Riemens" 4 in der kegelstumpfförmigen
Riemenscheibe 2 von ihrem minimalen Wert zu ihrem maximalen Wert) dazu führt, daß
die Werte für 1 von T=2,008 auf 1=1,582 verringert werden. Wenn die Bremse 9 in
den repräsentativen Punkten, die K=-0,16 entsprechen, zu arbeiten aufhört, und die
Kupplung 8 zu arbeiten beginnt, ist der Betrieb ein solcher, daß, da der neue zu
berücksichtigende K-Wert (unter Beibehaltung des minimalen bzw. des maximalen
Radius für Riemen 4 in den kegelstumpfförmigen Riemenscheiben 1 bzw. 2) K=0,16
ist, für den T=1,3998 und D=7,61 betragen, im Modulübersetzungsverhältniswert eine
Kontinuitätsstufe entsteht, welche 1,582/1,3998=1,13, d.h. ein Wert von 13%
ausmacht, der völlig zulässig ist. Wenn die genannte Kupplung 8 angelegt wird,
werden, falls die Werte der Radii des "Riemens" 4 der kegelstumpfförmigen
Riemenscheibe 1 von ihrem minimalen Wert auf ihren maximalen Wert erhöht werden
(d.h. die K-Werte von 0,16 auf 0,925 erhöht werden), die 1-Werte von 1,3998 auf 1,026
verringert, statt daß die Kraftwerte für D vom ursprünglichen Wert D=7,61 auf den
maximalen Wert D=32,3 vergrößert werden (dieser letzte Wert ist praktisch gleich dem
maximalen Wert, der K=-0,925 für D=32,5 entspricht). Kurz zusammengefaßt, das
Modulübersetzungsverhältnis hat alle diese Werte kontinuierlich angenommen, vom
maximalen Wert T=2,008 zum minimalen Wert T=1,026, was einem Betriebsfeld C
von Wert C=2,008/1,026=1,9571 entspricht, während die Kraft D im gesamten
Schwankungsintervall von K auf Werten unter 32,5% gehalten worden ist, außer am
Punkt K=-0,925, wo gilt D=32,5%. Es ist zu verstehen, daß die Verbindung dieses
Kontinuitätsmoduls und einer herkömmlichen Ausführungsform eines Schaltgetriebes
mit Übersetzungsbeziehungen mit numerischen Werten in geometrischer Folge des
Verhältnisses 1,9571, d.h. dem Wert, der dem C-Betriebsfeld des Kontinuitätsmoduls
entspricht, dazu führt, daß ein stufenloses Getriebe ohne Stufen oder mangelnde
Kontinuität verfügbar ist. Die Funktion, die die genannte Bremse 9 und Kupplung 8
spielen, kann durch die in den Fig. 7 und 8 gezeigten geeigneten Synchronisiermuffen
24 ersetzt werden. In Fig. 7 führt das Verstellen der Synchronisiermuffe 24 nach rechts
zum Sperren des Satellitenträgers 26 (diese Funktion entspricht der bereits erwähnten
Funktion von Bremse 9), und ihr Verstellen nach links führt zum Verblocken des
Satellitenträgers 26 und des Sonnenrades 10, was der Betätigung von Kupplung 8
entspricht. Die Geschwindigkeiten zur Herstellung der Verbindungen der obigen Muffe
sind für ihren adäquaten Einsatz zulässig. In Fig. 8 wird die Kupplungsfunktion erreicht,
indem die Synchronisiermuffe 24 nach links verstellt wird, und es ist nicht möglich, sie
von der Position des Ziehzahnrades 23 nach rechts zu verstellen, da hier die Bremse 9
gehalten wird. Fig. 23 mit dem Kontinuitätsmodul, das dem für die obige Erklärung
verwendeten Beispiel entspricht, und mit dem Schaltgetriebe, wie angegeben, mit zwei
Vowärtsgang-Übersetzungsverhältnissen, entspricht einem Schaltgetriebeschema für
Anwendungen bei PKWs, die mit querliegendem Motor ausgestattet sind, und sein
kinematisches Verhalten ist wie in Fig. 24 gezeigt. Um seine Betriebsqualität richtig
einzuschätzen, reicht es aus, zu berücksichtigen, daß im ersten Gang zwei
Kontinuitätsbereiche seiner Übersetzungsverhältnisse vorhanden sind, wobei der erste
zwischen den Werten 3,405 und 2,683 liegt und der zweite zwischen den Werten
2,374 und 1,740 liegt; die Stufe dazwischen beträgt 2,683/2,374=1,13, wie klar zu
erkennen der gleiche Wert, wie die Diskontinuität des Modulbetriebs. Im zweiten Gang
gibt es weitere zwei Bereiche, einen davon zwischen den Werten 1,549 und 1,221 und
der andere zwischen den Werten 1,08 und 0,791; (die Stufe dazwischen ist
1,221/1,08=1,13). Kurz gesagt, das Betriebsfeld dieses Schaltgetriebes beträgt
3,405/0,791=4,305, und die Stufen oder Diskontinuitätslösungen zwischen diesen vier
Bereichen sind: 1.13:1,740/1,549=1,12 und 1,13. Wenn die maximale Leistung des
Kraftfahrzeugmotors beispielsweise 110 PS beträgt, macht die durch die
kegelstumpfförmigen Riemenscheiben des Kontinuitätsmoduls übertragene maximale
Leistung (32,5/100) x 110=35,75PS und die minimale (4,43/100) x 110=4,873PS. Für
obige Werte und unter der Hypothese gleicher Nutzungszeiten kann gesagt werden,
daß die abgelenkte durchschnittliche Kraft durch die kegelstumpfförmigen
Riemenscheiben einen Wert von (33,75 + 4,873)/2=20,2965PS 20.3PS hat. Für den
Fall, daß eine Anordnung mit stufenlosem Getriebe verwendet wird, würde die von den
obigen kegelstumpfförmigen Riemenscheiben übertragene Kraft ausgehend voii den
kegelstumpfförmigen Riemenscheiben ohne Verbindung mit Umlaufgetrieben, d.h.
genau wie bei den zu Beginn genannten Anordnungen, wie beim Pkw Fiat Uno Selecta
oder ähnlichen Typen, 110 PS.
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Wenn anstelle von nur einem Paar zwei Paare kegelstumpfförmiger Riemenscheiben
verwendet werden, wie bei den in den Fig. 5 und 6 verwendeten Modulen, und die K-
Werte eines jeden Paares kegelstumpfförmiger Riemenscheiben gleich wären, jedenfalls
wenn der untere Wert K=0,16 beträgt, hat die Diskontinuität zwischen benachbarten
Bereichen, die dem ersten und dem zweiten mechanischen Verhältnis entsprechen, den
Wert 1,021 anstelle des obigenannten Wertes 1,13. Das heißt, es ist beinahe eine
vollständige Kontinuität möglich, die jedoch aufgrund der Kosten und Komplexität, mit
der sie verbunden ist, in der Praxis nicht anstrebenswert ist.
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Zum Abschluß soll zweckmäßig darauf verwiesen werden, daß die Planetengetriebe 11
und 16 immer so definiert werden können, daß der Wert der Kraftablenkung D für den
gleichen K-Wert den gleichen praktischen Maximalwert haben kann, der einer oder der
anderen Sonnenradrotationsrichtung des Getriebes 16 entspricht, d.h. der
Satellitenträger von 11 frei oder blockiert, einmal für eine Bremse, einmal für eine
gleitende Synchronmuffe. Natürlich können auch die maximalen Werte für K bestimmt
werden, einer davon positiv und der andere negativ, gemäß der bereits erklärten
Übereinkunft bezüglich der Vorzeichen, um die Wertegleichheit der maximalen Kraft
zu erfüllen, die von den kegelstumpfförmigen Riemenscheiben übertragen wird.
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Es ist auch zweckmäßig, anzuführen, daß es bei Kraftfahrzeugen, die mit
Hochleistungsmotoren ausgestattet sind, möglich ist, ein stufenloses Getriebe zu
erreichen, sodaß durch die kegelstumpfförmigen Riemenscheiben seines
Kontinuitätsmoduls ein vorn Motor kommender maximaler Leistungswert abgelenkt
werden kann&sub1; der den am Beginn der Beschreibung genannten Wert von 58PS nicht
übersteigt. Tatsächlich ist es, wenn beispielsweise die maximale Motorleistung des
Kraftfahrzeugs 300 PS beträgt und für den Anwendungsbereich des stufenlosen
Getriebes ein Wert von 5,2 notwendig ist, (die heutigen Pkws haben herkömmliche
Schaltgetriebe mit 5 Gängen und sind so beschaffen, daß ihre Anwendungsbereiche in
etwa zwischen 4 und 5,5 liegen), möglich, eine stufenlose Schaltung auf Basis der
vorliegenden Erfindung zu definieren, sodaß die Ausführungsform, die ein
herkömmliches Schaltgetriebe umfaßt, nur 3 (anstelle der gegenwärtig 5)
Übersetzungsverhältnisse aufweist und durch die kegelstumpfförmigen Riemenscheiben
seines Kontinuitätsmoduls eine maximale Leistung von 58 PS übertragen kann. Das
kinematische Diagramm (Pkw-Geschwindigkeit und Motorumdrehungen) hat drei
Bereiche, von denen jeder aufgrund der Modulbetriebsdiskontinuität in zwei Bereiche
unterteilt ist, wie bereits erklärt, und sodaß beispielsweise die Diskontinuitäten
zwischen dem Extrembereich, der jedem mechanischen Übersetzungsverhältnis
entspricht, und dem benachbarten Bereich zwischen dem 1. und 2. Ganz 1,30 und
zwischen dem 2. und 3. Gang 1,24 beträgt. Wenn anstelle einer Anordnung mit drei
herkömmlichen Übersetzungsverhältnissen eine mit 4 Übersetzungsverhältnissen
verwendet wird und im voraus Diskontinuitätsschritte mit den gleichen Werten von
1,25 zwischen den benachbarten Bereichen des kinematischen Diagramms gewählt
werden, beträgt die maximale Leistung, die von den kegelstumpfförmigen
Riemenscheiben abgelenkt und übertragen wird 36.6 PS. Diese Werte von 58 PS und
36,6 PS für die obigen Beispiele werden unter der Hypothese, daß die maximale
Leistung des Motors des fraglichen Pkws 100 PS beträgt in 58/3=19,33 PS und
36,6/3=12,2 PS umgewandelt. Die obigen Ausführungen rechtfertigen das am Beginn
der Beschreibung Gesagte: für Motoren mit mittlerer und geringer Leistung können
stufenlose Getriebe aufgebaut werden, indem die kegelstumpfförmigen Riemenscheiben
und herkömmlichen "Riemen" mit Zugbetrieb verwendet werden, und für Motoren mit
höherer Leistung, indem die kegelstumpfförmigen Riemenscheiben und die genannten
metallischen "Riemen" verwendet werden, sofern nicht die Verwendung herkömmlicher
Ausführungsformen aus herkömmlichem Schaltgetriebe und dem integrierten
stufenlosen Getriebe, mit einer höheren Anzahl an mechanischen
Übersetzungsverhältnissen gewählt wird, um den Wert der maximalen Leistung, die von
den kegelstumpfförmigen Riemenscheiben abgelenkt und übertragen wird, zu
verringern, bis der entsprechende Wert erreicht wird. Fig. 27 zeigt eine
Ausführungsvariante des Kraftübertragungsmechanismus. Dieser Mechanismus umfaßt
ein Ziehzahnrad 80, das mit der Welle 3 verblockt ist und über dem sich eine
Gleitmuffe 82 mit Synchronisiermechanismus befindet. Daneben sind auf der Welle 3
ein Zahnrad 5 und ein Zahnrad 82 montiert, die bezogen auf die Welle 3 frei rotieren
können, die aber mit der Welle 3 verblockt werden, wenn sich die Muffe 81 verschiebt,
um mit dem koaxialen Ziehzahnrad ineinanderzugreifen, das koaxial und einstückig mit
dem Zahnrad 5 ausgebildet ist, oder mit dem Ziehzahnrad, das koaxial und einstückig
mit dem Zahnrad 82 ausgebildet ist.
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Zahnrad 82 entspricht dem Rückwärtsgang eines herkömmlichen Schaltgetriebes, wenn
es mit dem Zwischenzahnrad 83 in Eingriff ist, das wiederum mit dem Zahnrad 84 in
Eingriff ist, das auf die Abtriebswelle 85 aufgepreßt ist, die mit dem Zahnrad 17
verblockt ist.
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Im übrigen entspricht die in Fig. 27 gezeigte Ausführungsform der Ausführungsform von
Fig. 1.
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Fig. 28 zeigt eine zweite Art der Ausführungsform des Kraftübertragungsmechanismus.
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In diesem Fall umfaßt der Mechanismus eine Differentialgruppe 86, deren
Satellitenträger 87 verblockt werden kann, indem die entsprechende Muffe 83 mit
Ziehschaltung und Synchronanordnung verschoben werden, in welchem Fall die
Rotationsrichtung des Abtriebs umgedreht wird.
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Die obengenannte Muffe 28 hat eine Position, in der sie den Satellitenträger 87 mit der
Antriebswelle 89 des Differentialmechanismus verblockt, eine Position, die dem damit
verbunden Übersetzungsverhältnis entspricht. Die verbleibenden Elemente und
Anordnungen entsprechen der in Fig. 2 gezeigten Ausführungsform.