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Automatisches Geschwindigkeitswechselgetriebe, insbesondere fiir Kraftfahrzeuge.
Die Erfindung betrifft ein insbesondere für Kraftfahrzeuge bestimmtes Wechselgetriebe, dessen Vor-und Rückwärtsgang, Leerlauf und Bremsung durch nur einen Hebel geschaltet wird und das sieh selbsttätig und gleichförmig der Änderung der zu treibenden Last entsprechend einstellt und sich in Abhängigkeit von der Umlaufgeschwindigkeit selbsttätig ein-und auskuppelt.
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und getriebener Welle bewirkt, mit einer dem Widerstand der Last sich selbsttätig anpassenden Kupplung in Verbindung steht, welche ihrerseits die Umlaufbewegung des Übersetzungsgetriebes beeinflusst und dadurch den jeweils günstigsten Übersetzungsgrad zwischen Motorwelle und getriebener Welle selbsttätig herstellt.
Erfindungsgemäss wird dabei das zwischen Triebwelle und getriebener Welle eingeschaltete Übersetzungsgetriebe aus Umlaufrädern mit einem oder mehreren unabhängig von der Triebwelle drehbaren Zapfen gebildet, deren frei umlaufende Träger, welche sich in ihrer Umlaufbewegung der Geschwindigkeitsdifferenz zwischen Triebwelle und getriebener Welle anpassen, eine Fliehkraftkupplung beeinflussen, welch letztere sowohl unmittelbar durch das Drehmoment ihrer schleifende Kupplungsteile auf die getriebene Welle vorwärtstreibend wirkt, wie auch mittelbar die Umlaufbewegung des oder der Umlaufräderträger bremst, so dass sich jederzeit der den Widerstand der Last entsprechende günstigste Übersetzungsgrad einstellt und der Kraftfluss von der Triebwelle auf die getriebene Welle über die Umlaufräder geleitet wird.
Als derartige, durch Fliehkraft wirkende Kupplung können um die Triebwellenachse umlaufende Schleifbacken benutzt werden, welche sich unter der Fliehkraftwirkung an einen als Schleifbahn ausgebildeten Teil der zu treibenden Welle anlegen und diese nicht nur durch ihr eigenes Drehmoment sondern auch durch ihre auf die frei drehbaren Umlaufräder ausgeübte Gegenkraft im gleichen Drehsinn antreiben.
Der Hebel, durch den die Bremse betätigt wird, sowie auch der Leerlauf und Vor-und Rückwärts- gang eingeschaltet werden kann, wirkt nach der Erfindung sowohl auf eine das Gehäuse eines Planetengetriebes umgebende Bandbremse wie auch auf Kupplungsteile ein, welche das die Umlaufräder umgebende Gehäuse mit der getriebenen Welle verbinden. Für die verschiedenen Operationen braucht der Hebel nur in die entsprechende Stellung gebracht zu werden.
In der nachfolgenden Beschreibung sind verschiedene weitere Ausführungsmöglichkeiten und Abänderungen des Erfindungsgedankens dargestellt.
Es ist zwar mehrfach vorgeschlagen worden, bei Motorgetrieben unter der Wirkung der Fliehkraft stehende Teile zu verwenden, um eine selbsttätige Anpassung der Drehzahl der treibenden Welle an die zu treibende Last herbeizuführen. Dabei dienten jedoch die der Fliehkraft unterworfenen Teile nach Art der Fliehkraftregulatoren nur zum Einschalten oder zur Lageänderung von das Getriebe beeinflussenden Mitteln.
Der dem vorliegenden Getriebe zugrunde liegende Haupterfindungsgedanke, die zur Regelung des Über-bzw. Untersetzungsgrades der um die Triebwelle mit ihren Trägern frei drehbaren Umlaufräder dienende Vorrichtung als eine an der zu treibenden Welle angreifende Kupplung und als eine bevorzugte Ausführungsform für diese Kupplung eine Fliehkraftkupplung zu verwenden, welche das Drehmoment ihrer schleifende Kupplungsteile und die Gegenkraft des die Schleifbahn tragenden Teiles über die Kupplung im gleichen Drehsinn auf die getriebene Welle derart überträgt, dass sich beide Triebkräfte gegenseitig verstärken, findet sich in den bekannten Getrieben dieser Art nicht verwirklicht.
So wird z. B. bei einem derartigen bekannten Getriebe die Fliehkraft zweier um die getriebene Welle schwingender Kugeln dazu benutzt, um die Ventile eines eine Bremsflüssigkeit enthaltenden Zylinders mehr oder weniger stark zu öffnen, in welchem ein Kolben verschiebbar ist, der über ein Zahnradgetriebe auf das umlaufende Gehäuse eines Planetengetriebes wirkt, welches die treibende Welle mit der getriebenen verbindet und auf diese Weise eine Angleichung des Motordrehmomentes an die jeweilige Grösse der Last bewirken soll. Die unzureichende Betriebssicherheit und der grosse Raumbedarf dieses Getriebes macht seine praktische Verwendbarkeit unmöglich.
Bei einem andern Getriebe, welches dem gleichen Zwecke dient, wirkt die Triebwelle über je ein Differential auf zwei hintereinander liegende Wellen, deren jede zwei sich unter der Fliehkraftwirkung von der Wellenachse entfernende Kugeln trägt. Diese pressen einen unter Federwirkung stehenden Kupplungsteil in je ein Zahnrad, welches auf diese Weise in den Gang der Differentiale eingeschaltet wird, wodurch ein Angleichen der Drehzahl des Motors an den Widerstand der Last erfolgt.
Dieses Getriebe arbeitet offenbar nur ruckartig, da eine zuverlässige Kupplung durch die Zentrifugalregulatoren nur bei einer Tourenzahl bestimmter Höhe eintritt, während bei der darunter liegenden Drehzahl
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ein Sehlupf der Konusscheiben in den Zahnrädern unvermeidlich wird. Ausserdem beanspruchen diese Getriebe eine so grosse Baulänge, dass es nur in ganz besonders günstigen Fällen verwendet werden kann.
Weiterhin ist ein zum Einbau in das Hinterachsgehäuse von Kraftfahrzeugen bestimmtes Getriebe bekannt, bei welchem eine grössere Anzahl nebeneinanderliegender verschieden grosser Umlaufräder verwendet werden, welche mit je einem Zahnrad starr verbunden sind und mit diesem über ein Ausgleichsgetriebe derart miteinander in Verbindung stehen, dass sie sich bei grösserer Umlaufgeschwindigkeit unter dem Einfluss der Fliehkraft von den mit ihnen kämmenden Zentralrädern des Ausgleichsgetriebes abheben und durch mit ihnen verbundene Reibräder auf der Innenfläche des feststehenden Getriebegehäuses abrollen, wodurch sich ebenfalls die Drehzahl der Triebwelle entsprechend dem Widerstand der getriebenen Welle selbsttätig regelt.
Das Getriebe erfordert jedoch eine verhältnismässig grosse Zahl von Einzelteilen, die leicht zu Störungen Anlass geben, und ist in seinem Aufbau für den praktischen Gebrauch zu verwickelt.
Schliesslich konnte auch der Vorsehlag keine praktische Bedeutung erlangen, eine zwischen Triebwelle und zu treibende Welle geschaltete Fliehkraftkupplung mit wesentlich grösserer Umlaufgeschwindigkeit als die der Triebwelle durch Zahnräder anzutreiben, deren Träger mit der Triebwelle starr verbunden sind und die schleifende Kupplungsteile an einem Getriebeteil angreifen zu lassen, der durch gleichartig wirkende Zahnräder ebenfalls mit einer die Motorwellengeschwindigkeit übersteigenden Drehzahl im entgegengesetzten Drehsinn angetrieben wird. Denn schon die Notwendigkeit, wesentlich höhere Geschwindigkeiten als die der Motorwelle anzuwenden, stellt eine so hohe Beanspruchung der umlaufenden Teile dar, dass dieser Vorschlag allein aus Gründen der Betriebssicherheit praktisch undurchführbar ist.
Ausserdem aber stellt die Lagerung der Zahnräder in starr mit der Triebwelle verbundenen Trägern insofern einen wesentlichen Nachteil dar, als dadurch die Unter-oder Übersetzungsmöglichkeiten des Getriebes in ausserordentlich engen Grenzen gehalten werden und ausserdem durch diese Konstruktion eine ganz ungleich verwickeltere Schalteinrichtung für den Leerlauf, für das Bremsen und den Vor-und Rückwärts- gang bedingt wird als bei dem hier vorliegenden Getriebe.
Gegenüber diesen bekannten Getrieben beruht die eingangs beschriebene neue Wirkung des vorliegenden Getriebes in der Verwendung von Umlaufrädern, deren Träger unabhängig von der Triebwelle drehbar sind und eine an der zu treibenden Welle angreifende nachgiebige Kupplung antreiben, welche regelnd auf den Über-oder Untersetzungsgrad der Umlaufräder wirkt. Bei Ausbildung dieser nachgiebigen Kupplung als Fliehkraftkupplung wird durch die sich an die Schleifbahn anlegenden Teile sowohl deren Drehmoment auf die getriebene Welle mittelbar oder unmittelbar übertragen und gleichzeitig auch die an dem Träger der Fliehkraftbremsen auftretende Gegenkraft zum Antrieb des die Schleifbahn tragenden Teiles im gleichen Drehsinn nutzbar gemacht, so dass sieh beide Wirkungen addieren.
Hiedurch wird nicht nur ein vollkommen elastischer, weicher, aber trotzdem sicherer und schneller Übergang von der einen Belastungsstufe zur andern erreicht, sondern auch die Zahl der Getriebeteile sowie die äusseren Abmessungen so stark herabgesetzt, dass die Herstellungskosten beträchtlich geringer als die der üblichen Stufengetriebe sind, letztere jedoch hinsichtlich der erheblich geringeren Abnutzung der Getriebeteile durch das Getriebe nach der Erfindung beträchtlich übertroffen werden.
Die erfindungsgemässe Einrichtung zum Schalten der Bremse, des Leerlaufes sowie des Vor-und Rückwärtsganges in Verbindung mit der gekennzeichneten neuartigen Nutzbarmachung der Fliehkraftkupplung führt zu einem Getriebe, das unter Verwendung nur eines Schalthebels sich allen Betriebsbedingungen vollkommen selbsttätig anpasst, so dass damit die denkbar einfachste und für alle treibenden und getriebenen Teile schonendste Getriebeart verwirklicht wird.
Die praktische Nutzbarmachung der Erfindung erfolgt unter Verwendung von Mitteln, die für die eine oder andere Getriebeart zwar bekannt sind, so ist es z. B. an sich nicht neu, Zentralräder mit einem trommelförmigen Ansatz zu versehen und Umlaufgetriebe mit gemeinsamem Träger der Umlaufräder zu verwenden. Auch das Festhalten eines Schalthebels in seinen verschiedenen Stellungen durch einen mit einem Langloch versehenen Schaltschlitz ist an sieh bekannt. Jedoch wird durch die Nutzbarmachung dieser bekannten Mittel für den erfindungsgemässen Zweck ein neuartiges Getriebe geschaffen, das sich von den bisherigen durch das besondere Zusammenwirken seiner zum Teil bekannten Teile vorteilhaft unterscheidet.
Die Erfindung ist in den Abbildungen in mehreren Ausführungsbeispielen dargestellt. Fig. 1 veranschaulicht ein Getriebe, bei welchem zwei hintereinander geschaltete Umlaufgetriebe mit einem gemeinsamen Träger der Umlaufräder verwendet werden. In Fig. 2 ist eine andere Ausführungsform dargestellt, bei welcher die Umlaufräder ohne geneinsamen Träger arbeiten.
Die Fig. 3 zeigt die Ausbildung der Bremsbacken in Ansicht, von der linken Seite der Fig. 1 her gesehen, u. zw. längs des Schnittes A-B. Die Fig. 4,5 und 6 veranschaulichen die zum Teile an sich bekannten Vorrichtungen zum Einschalten der Bremse, des Leerlaufes sowie des Rüekwärtsganges und Vorwärtsganges durch den Schalthebel, u. zw. ist Fig. 4 ein Schnitt durch das Gehäuse z längs der Linie C-D der Fig. 1, während die Fig. 5 und 6 verschiedene Stellungen des Schalthebels in dem zu seiner Feststellung dienenden Schlitz wiedergeben.
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gehäuses, das im beschriebenen Fall aus den Teilen f und fl besteht.
An dem mit f starr verbundenen Planetenträger f2 sitzen in üblicher Weise auf Zapfen i und il die Planetenräder g und dz Die Zapfen können gleichzeitig f und f2 verbinden. g und gl kämmen mit dem auf der Hülse k sitzenden Zentralrad h.
Die Hülse ksitzt auf einem als Hohlwelle ausgebildeten Teil des Planetenträgergehäuses f2. Am auswärtigen Kopfende der Büchse k sitzt eine Scheibe !, an der an Bolzen gegen die Wirkung von Federn nach aussen spielende Fliehkraftbacken n, n2 usw. sitzen. Die Zahl dieser Backen richtet sich nach dem Verwendungszweck und kann z. B. drei, sechs usw. betragen. Die durch !, n, n1 usw. gebildete Bremse wirkt auf die
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gehäuses angebracht wird und seine entsprechend ausgebildeten Bremsbacken von aussen auf das Gehäuse wirken, wodurch unter sinngemäss geänderter Bauart das Getriebe kürzer wird. An anderer Stelle trägt das Gehäuse o den Innenzahnkranz p, auf dem die Planetenräder g und go abrollen.
Die Einzelteile dieses Gehäuses o, also Innenzahnkranz p, Bremsfläche usw. bis einschliesslich der Welle al sind starr miteinander verbunden. bl-und cti sind zweckmässig einstückig. Der Deckel q verschliesst das Gehäuse o. Ein Mittelflansch des Deckels ragt in das Gehäuse hinein und dient gemeinsam mit einem darin sitzenden, stopfbüehsenartigen Teil k2 als Abstandhalter für die auf der Hauptwelle a sitzenden Wellen, Räder und
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nuten der Welle al sitzt ein längsverschieblicher Mitnehmer s\ der einen Aufnehmer üblicher Art s für die in Fig. 4 dargestellte Schalthebelklaue S3 trägt.
Der Mitnehmer s, s1 trägt innen Längskeile und aussen ein gezahntes, breites Mitnehmerrad s2, dessen Zahnteilung derjenigen der Planetenräder w und wl entspricht, die auf dem Planetenträger w2 sitzen. Auf dem innenverzahnten, als Zentralrad ausgebildeten
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mässig ist su. mit s und gegebenenfalls mit S2 einstückig. Das Innere der Gehäuse o, q und w2, w3 enthält Schmiermittel und ist gegen die übrigen Gehäuseteile abgedichtet. Eine Dichtung aus Filz oder ähnlichem Material 2 schliesst das Kugellager Z2 nach aussen ab.
Fig. 2 gibt eine andere Ausgestaltung des Getriebes wieder, welche sich von der in Fig. 1 dargestellten dadurch unterscheidet, dass die Umlaufräder der beiden Einzelgetriebe keinen gemeinsamen Träger haben. In diesem Fall sind die Stufenräder e, el. als Stirnräder ausgebildet, die Innenverzahnung p sitzt nicht mehr, wie in dem in Fig. 1 dargestellten Fall, auf dem Schleifbahnträger o, sondern auf dem
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träger verbunden.
Infolgedessen laufen die Räder e, cl mit ihrer kleinen Stufe um das zunächst feststehende, mit der Welle al starr verbundene Zentralrad bl. um, nehmen dabei den Träger y gegenläufig zur Welle a mit, und dieser Träger treibt über die Verzahnung p und die Umlaufräder g, gl das Zentralrad h im gleichen Drehsinn mit der Welle a an. Das Zentralrad nimmt den starr mit ihm verbundenen Schleifbackenträger l mit, so dass sich bei hinreichend grosser Umlaufgeschwindigkeit die Schleifbacken an den Schleifbahnträger o anlegen, der mit Welle a1 fest verbunden ist.
Dabei werden die Sehleifbaeken ebenso wie im Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 durch den Widerstand, den sie am Gehäuse o erfahren, gebremst, so dass sie über
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das mit der Welle al starr verbundene Ritzel bu entsprechend der Untersetzung der wirksamen Getriebeteile im Drehsinn der Welle a angetrieben wird.
Fig. 3 zeigt in Ansicht die Bewegungsmöglichkeit der federbelasteten Bremsbacken n, n1, n2 innerhalb des Gehäuses o.
Fig. 4 stellt dar, wie der Mitnehmer s in bekannter Weise von der Schaltklaue S3 mittels des Schalthebels l betätigt wird. S4 ist die Sicherung für die jeweilige Stellung der Schaltklaue, S5 ein bekannter Schiebezapfen, der zweckmässig an der Mittelwand des Gehäuses z festsitzt (nicht dargestellt).
Die Platte t3 besitzt ein Langloch, das von dem darunter befindlichen Oberhebel der verschiebbaren Schaltklaue S3 in verschiedener Weise freigegeben und verschlossen wird. Das Langloch in t3 gestattet
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übliches Klinkengesperre.
Der Schaltvorgang ist dabei folgender. Fig. 1 und 2 zeigen das Getriebe in Leerlaufstellung. Der zwischen dem Motor und dem Kugellager liegende Teil des Getriebes umläuft dabei in der Geschwindigkeit des Motors blockartig mit der Zwischenwelle at. Der auf al mit Nuten und Keilen längsverschieblich angebrachte Teil s, s1 kämmt mit seiner Verzahnung S2 die Umlaufräder w, w1, die hiedurch ihren brems-
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baren Träger w2, w8 in Umdrehung versetzen, aber keine Wirkung auf den mit der Kardanwelle verbundenen Teil u1 ausüben.
Der Schalthebelt steht dabei in der von s3 und t3 gebildeten Öffnung (Fig. 5), wird er in dieser Öffnung verschoben, so nimmt er den Teil S3 mit, der dann die in Fig. 6 dargestellte Stellung einnimmt. Wie Fig. 4 zeigt, greift S3 in den Sehaltklauenaufnehmer s, so dass durch Verschieben von S3 die Teile s, si und S2 sowohl mit den Umlaufrädern w, tV1 als auch mit der Mitnehmerverzahnung von u1 derart in Eingriff kommen, dass das dritte Planetengetriebe keinerlei Relativbewegung ausführen kann. Damit sind die Voraussetzungen für den Vorwärtsgang gegeben.
Der zwischen Motor und Kugellager Z2 liegende Teil des Getriebes löst sich durch den vergrösserten Widerstand aus seiner blockartigen Verbindung- und erzeugt nun die erfindungsgemässe Getriebewirkung.
Aus dieser Schaltstellung für den Vorwärtsgang kann der Schalthebel t seitlich ausgeschwenkt
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zur Anlage gebracht, welches das bei dieser Stellung des längsverschiebbaren Mitnehmers in allen seinen Teilen unbewegliche dritte Planetengetriebe feststellt. Die Funktion der Handbremse ist somit erfüllt. Der Schalthebel kann in dieser Lage durch das in Fig. 4 dargestellte Klinkengesperre tl, t2 und t4 festgehalten werden.
Um den Rückwärtsantrieb der Kardanwelle zu erzielen, wird der Schalthebel aus der Leerlaufstellung, also der in Fig. 5 durch S8 und t2 gebildeten Öffnung, seitlich ausgeschwenkt und im Langloch
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und die in Motorgeschwindigkeit laufende Zwischenwelle al überträgt mit der Verzahnung S2 ihr Drehmoment über Umlaufräder w und w1 auf die Innenverzahnung des Teiles ni iin entgegengesetzten Drehsinn.
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Gaswegnahme zum Halten gebracht worden ist, braucht zur Anfahrt nur Gas gegeben zu werden. Der Schalthebel steht in diesem Fall in der Vorderstellung, d. h. in der gemäss Fig. Ï gegebenen Öffnung zwischen t8 und s3.
Der Mitnehmer s, Fig. 1, steht in der äussersten rechten Stellung, das Zahnrad S2 ragt in das Gehäuse U1 hinein. Infolgedessen ist die Kardanwelle starr mit al und b1 verbunden. An al sitzt, wie beschrieben, das Gehäuse o und in diesem die Innenverzahnung p fest. Durch das Beharrungsvermögen des Wagens stehen alle genannten Teile fest.
Läuft nun der Motor langsam an, so wird das Planetengetriebe c und el, die Planetenräderwelle d, das Gehäuse f, der Planetenträger f2 und die Planetenräder g und gl in Drehrichtung der Motorwelle entsprechend der Untersetzung mitgenommen. Die Planetenräder g und gl nehmen das Zentralrad h mit
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gegen die Wirkung der Federn auf der Bremsfläche o bewegen. Bei geringer Geschwindigkeit wirkt das Getriebe als Freilauf, bei zunehmender Umlaufzahl der Motorwelle a legen sich die Backen M- ? allmählich stärker gegen die Bremsfläche o und bremsen das Zentralrad h ab. Gleichzeitig wird das Beharrungsvermögen des Gehäuses o durch das Schleifen der Bremsbacken vermindert.
Die gleiche Wirkung hat die Übertragung der Bewegung des Zentralrades h über die Planetenräder auf die Innenverzahnung des Gehäuses o. Je fester die Klötze n-n2 sich auf o legen, desto mehr wird das Zentralrad h
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der Motorwelle in Bewegung.
Das Planetengetriebe b, bl, e, cl dient bei der geschilderten bewegung zur Untersetzung, deren Ergebnis durch das Behäuse f und f1 und damit auf die Planetenräder g und g1 übertragen wird. Im Masse, wie die Umdrehung von o und damit von a1 sich derjenigen der Welle a anpasst, vermindert sich die Relativbewegung aller Teile des Getriebes, bis bei Erreichung gleicher Bewegungsgeschwindigkeit alle Teile im Verhältnis zueinander still stehen.
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Druck der Bremsbacken n auf o entsprechend verringert. Im gleichen Masse erhöht sich die Untersetzung im Getriebe.
Zum Anhalten wird, ohne an der Schaltung etwas zu ändern, die Brennstoffzufuhr gedrosselt.
Fig. 7 stellt eine Ausführungsform dar, bei der die Motorwelle a ; über das Zahnrad b die als Stufenräder ausgebildeten Umlaufräder c, e1 antreibt, welche mit ihren Tragzapfen i, i1 um die Motorwelle frei drehbar sind. Die Tragzapfen i, i1 liegen in den Armen/',/'\ welche durch die Hülsen k1, k2 von der Motor-
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Keilen längsverschieblich auf u1 angebracht.
Beginnt die Motorwelle a sich im Ihrzeigersinn zu drehen (Pfeil z in Fig. 8), so laufen die Räder c, c1 im entgegengesetzten Drehsinn mit ihren Trägern, f, f1 um, wie durch Pfeil il angedeutet ist, da die Trommel o, wenn sie mit der Welle u1 gekuppelt ist, zunächst in Ruhe bleibt. Gleichzeitig werden dabei
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in Bewegung gesetzt, da die kleine Stufe in die Verzahnung des Zentralrades/t eingreift, welches über die Büchse/c und Verzahnung 11 mit der Fliehkraftkupplung in Verbindung steht. Bei hinreichend grosser Drehzahl kommen die Schleifbacken n, nl am Gehäuse o zur Anlage und nehmen dieses mit, sobald der Anpressungsdruck hoch genug ist.
Dadurch wird aber nicht nur die rückläufige Bewegung der Umlaufräderträger unmittelbar verringert, sondern durch die dabei auftretende Bremsung des Schleitbackenträgers wird auch die Umlaufbewegung der Räder e, ei über das Zentralrad h in gleichem Sinne verzögert, in welchem das Gehäuse o durch die Schleifbacken in Bewegung gesetzt wird, so dass sich also infolgedessen die Zwischenräder g, gl mit erhöhtem Druck in die Verzahnung p pressen und somit ebenfalls auf die Trommel o im Uhrzeigersinn drehend wirken.
Sobald das Drehmoment dieser beiden Kräfte, nämlich der schleifenden Kupplungsteile und der Gegenkraft der Schleifbaekenträger, grösser als der Trägheitswiderstand der zu treibenden Welle und der mit ihr verbundenen Trommel o wird, wird letztere und damit Welle M im Drehsinn der Triebwelle in Bewegung gesetzt, Trommel o und Welle u1 nehmen dabei die Geschwindigkeit der treibenden Welle an. Ist dieser Zustand erreicht, dann hört die Relativbewegung der Getriebeteile auf und diese bilden gewissermassen einen in sich starren, rotierenden Körper.
Nimmt der Strassenwiderstand zu, z. B. bei Bergfahrten, so verringert sich die Umlaufgeschwindigkeit der Motorwelle, dementsprechend verringert sich aber der Zentrifugaldruck der Schleifbacken, so dass selbsttätig eine Untersetzung von der Motorwelle zur Kardanwelle eintritt, die der Grösse des Widerstandes entspricht.
Verringert sich dagegen der Strassenwiderstand, z. B. bei Abwärtsfahrt, so geht der Wagen auch ohne Betätigung der Bremse nicht durch, seine Geschwindigkeit regelt sich vielmehr entsprechend der Motordrehzahl, er wird also durch den Motor gebremst, da die Kardanwelle durch die Wirkung der Schleifbacken nicht schneller als die Motorwelle umlaufen kann.
Zum Bremsen sowie zum Einschalten des Vor-und Rüekwärtsganges sowie des Leerlaufes dient ein und derselbe Hebel, der mit seinen Klauen s3, s3' in die Ausnehmungen s, s'der längsverschieblichen Büchse s, S1 bzw. der Hülse l2 der Fliehkraftkupplung eingreift.
Bei der in Fig. 7 dargestellten Lage des Hebels ist die Trommel o durch die Verzahnung s2 der Hülse su mit der Kardanwelle verbunden, der Wagen also auf Vorwärtsgang geschaltet. Durch seitliches Ausschwingen des Hebels wird das die Trommel e umgebende Bremsband x angezegen, so dass dann also die Kardanwelle stillgesetzt ist.
Wird der Hebel aus der in Fig. 7 dargestellten Lage nach rechts verschoben, so verschiebt sich auch die die Fliehkraftkupplung tragende Hülse l2 derart nach rechts, dass ihre Verzahnung 11 mit dem Zentral-
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des Gashebels bedarf, um die Geschwindigkeit zu ändern. Die jeweils günstigste und dem Widerstand sowie der Motorkraft angepasste Untersetzung erfolgt dann ohne jeden Eingriff des Fahrers vollkommen selbsttätig.
Die in Fig. 9 dargestellte Ausführungsform des Getriebes unterscheidet sich von der nach Fig. 7 lediglich dadurch, dass die Schleif backen nicht unmittelbar an dem glockenförmigen, mit der zu treibenden Welle verbundenen Gehäuse o angreifen, sondern an einer entsprechend ausgebildeten Fortsetzung des Umlaufräderträgers f1. Dadurch lassen sich nicht nur die Abmessungen des Getriebes weiter vermindern, sondern durch das Angreifen der Schleifbacken an dem Umlaufräderträger wird auch die Wirkung der Fliehkraftkupplung erhöht und der Gesehwindigkeitsausgleich zwischen treibender und getriebener Welle beschleunigt. Die Wirkungsweise entspricht im übrigen der des Getriebes nach Fig. 7.
Die in Fig. 10 dargestellte Ausführungsform ist für solche Fälle vorgesehen, in denen es wünschenswert erscheinen sollte, die Kardanwelle unter zeitweiliger Ausschaltung der Fliehkraftkupplung unmittelbar über die Getriebeuntersetzung anzutreiben. Dabei ist ausserdem die kleine Stufe der Umlaufräder von der grossen Stufe getrennt ausgeführt, u. zw. derart, dass der Träger fl der die kleine Stufe bildenden Stirnräder e', cl'mit dem Gehäuse o starr verbunden ist. Die Innenverzahnung p1 ist auf dem Träger f der Umlaufräder e, c angebracht, der mit Durchbrüchen für die Zwischenräder g, gl versehen ist.
Wenn die Welle a im Uhrzeigersinn umläuft, so werden die Stirnräder e, e1 wie in den früheren Beispielen gegenläufig zur Motorwelle infolge des Ablaufens der Zwischenräder g, gl an dem zunächst feststehenden, zweiteiligen Gehäuse o, q in Bewegung gesetzt und nehmen dabei den Träger f ebenfalls gegenläufig zur Motorwelle mit. Infolgedessen werden die Schleifbaekenträger l durch die Innenverzahnung pl des Trägers y über die Stirnräder c', (1/und das Zentralrad h im Umlaufsinn der Motorwelle angetrieben.
Sobald das auf die Schleifbahn des Gehäuses q durch die Fliehkraftkupplung direkt und
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befestigte Innenverzahnung p indirekt übertragene Drehmoment grösser wird als das Widerstandsmoment der Welle u, wird diese, wie in den vorhergehenden Fällen, entsprechend der Untersetzung der Getriebeteile angetrieben.
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feststellbar, so dass also die Motorkraft auf die zu treibende Welle entsprechend der Untersetzung von b zu p unmittelbar wirkt. Damit also, z. B. beim Anfahren, die Triebwelle unmittelbar, also ohne Zwischenschaltung der Fliehkraftkupplung, über die Untersetzung auf die getriebene Welle wirken kann, wird
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angreifenden, die Triebwelle umgebenden Hülse f2 festgehalten.
Das dadurch in Drehung versetzte Gehäuse o nimmt über den Umlaufräderträger f1 und die an der Innenverzahnung p1 abrollenden Räder e', c1' die Fliehkraftkupplung mit, die sich mit ihren Bremsbacken n, n1 an das Gehäuse o anlegt, sobald das Gehäuse die erforderliche Drehzahl erreicht hat. Infolgedessen kommt bei Freigabe der Bremstrommel f3 und damit des Umlaufräderträgers f das Getriebe über die Fliehkraftkupplung in seiner erfindungsgemässen Arbeitsweise sofort zur Wirkung.
Um bei längeren, z. B. besonders steilen Bergfahrten unter direkter Benutzung der Untersetzung das Schleifen der Bremsbacken am Gehäuse o zu vermeiden, kann die Fliehkraftkupplung von den Umlaufrädern e'. cl'abgeschaltet werden, indem durch Verschieben der Ausnehmungen 81 das Zentral-
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zweiteilig ausgeführt, so dass durch den zum Bremsen, zum Einschalten des Vor- und Rückwärtsganges sowie des Leerlaufes dienenden Handhebel bei dessen Eingreifen in die Ausnehmungen su des einen Gestängeteiles die Fliehkraftkupplung ein-und aussehaltbar ist. Natürlich kann dieser Hebel auch zum Stillsetzen der Bremstrommel/ und damit des Umlaufräderträgers f,/' benutzt werden. Jedoch ist für letzteren Zweck die Verwendung eines besonderen Fusshebels vorzuziehen.
Soll das Feststellen des Umlaufräderträgers durch einen besonderen Fusshebel erfolgen, so wird dieser zweckmässig mit einem Klinkengesperre versehen, welches ihn in seiner jeweiligen Lage festhält, und ausserdem mit einer unter Federdruck stehenden Konuskupplung od. dgl. verbunden, welche zwischen Zentralrad h und Bremsbackenträger l einzuschalten wäre und durch Niederdrücken des Fusshebels
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gegeben wie auch die Fliehkraftkupplung in das Getriebe wieder eingeschaltet.
Fig. 12 zeigt eine solche Pedalanordnung, deren Wirkungsweise folgende ist. Durch Niedertreten des Fusspedals m4 verdreht der Hebel m die Welle v', auf der die Sehaltklaue sound der Hebel m' befestigt sind. Dabei wird der Schaltklauenaufnehmer s'in Richtung auf den Motor verschoben und zu gleicher Zeit das Bremsband xi auf der Bremstrommel ' festgezogen. Erfolgt der Fussdruck gegen die obere Kante des Pedals m4, so wird gegen den Druck der Sperrfeder m2 das Klinkengesperre m1, m zusammengepresst und somit wirkungslos gemacht. Soll eine konstante Untersetzung längere Zeit bestehen bleiben. so wird durch das Klinkengesperre der Hebel m selbsttätig in niedergetretener Stellung festgehalten.
In dieser Stellung ist die Zentrifugalbremse durch die Versehiebung von SI ausser Wirkung
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Somit kommt die Untersetzung zwischen dem Triebritzel b und der Innenverzahnung p über das Gehäuse o voll auf die Kardanwelle zur Auswirkung'.
Der Schalthebel t kann seitlich ausgeschwenkt den auf der Welle v2 befestigten Mitnehmer v4
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Mitnehmerverzahnung des Gehäuses o oder der des Umlaufräderträgers f oder zwischen diese beiden Verzahnungen bringt. Die Fig. 12 zeigt die Teile s, sl, S2 im Eingriff mit der Mitnehmerverzahnung des Gehäuses o. Wird in dieser Stellung der Schalthebel t zurückgezogen, so hebt der Dorn v1 den Bremshebel vs an, wobei über die Welle v5 das Bremsband x angezogen wird. Damit ist die Funktion der Handbremse erfüllt. Wird der Schalthebel zurückgezogen, wenn sich die Teile s, si, S2 im Eingriff mit der Verzahnung s' befinden, so ist das Getriebe auf Rückwärtsgang geschaltet.
Stehen die Teile s, si, sa zwischen beiden Mitnehmerverzahnungen, so ist das Getriebe auf Leerlauf geschaltet.
Es ist, besonders bei langdauernden Bergfahrten, wünschenswert, den Anpressungsdruck für die Bremsbacken n, n1 usw. möglichst zu verringern, um die Wärmeentwicklung während des Betriebes auf ein Mindestmass herabzudrücken. Diese Aufgabe könnte an sich durch Wahl einer entsprechend grösseren Übersetzung zwischen den die Fliehkraftkupplung antreibenden Getriebeteilen gelöst werden. Dabei stösst jedoch eine derartige Konstruktion insofern auf bauliche Schwierigkeiten, als dadurch die Abmessungen des Getriebes eine unerwünschte Vergrösserung erfahren würden.
Aus diesem Grunde wird das Drehmoment der die Fliehkraftkupplung antreibenden Getriebeteile mittels einer zusätzlichen Stufe bzw. eines Stufenrades auf diese übertragen.
Durch diese Vergrösserung der Übersetzung zwischen der Fliehkraftkupplung und der sie antreibenden Getriebeteile lässt sich der Anpressungsdruck der Fliehkraftkupplung in so weitgehendstem Masse verringern, dass der Antrieb der Kardanwelle zum kleinsten Teil durch das Drehmoment der Fliehkraftkupplung und zum weitaus grössten Teile durch das Antriebsmoment der Triebwelle über die Umlaufräder bewirkt wird. Es wird also dadurch der Vorteil erreieht, dass das Drehmoment der Fliehkraftkupplung
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so weit herabgesetzt werden kann, wie es erforderlich ist, um die Umlaufbewegung des Umlaufträgers gegenüber dem Schleifbahnträger mittelbar oder unmittelbar zu hemmen.
In Fig. 11 ist eine beispielsweise Ausführungsform dieser konstruktiven Ausgestaltung des Getriebes dargestellt, u. zw. bezieht sich die Darstellung auf den linken oberen Teil der Fig. l. Selbstverständlich lässt sich diese Abänderung sinngemäss auch bei allen anderen dargestellten und beschriebenen Ausführungsformen anwenden.
An dem Planetenzapfen i ist drehbar das als Stufenrad ausgebildete Umlaufrad g angeordnet. Die kleine Stufe g kämmt in der starr mit dem Schleifbahnträger o verbundenen Verzahnung p. Die grosse
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Selbstverständlich kann die in den vorstehenden Beispielen dargestellte Fliehkraftkupplung, ohne die Arbeitsweise des Getriebes zu beeinträchtigen und ohne von dem Erfindungsgedanken abzuweichen, durch eine in axialer Richtung wirkende Kupplung, z. B. eine sieh in Abhängigkeit von der Drehzahl selbsttätig ein-und aussehaltende Lamellenkupplung ersetzt werden. Eine derartige Ausbildung des Getriebes hat den Vorteil, dass die Schwungmassen verringert werden können und die Beanspruchung des Gehäuses durch das Anlegen der Schleifbacken vermieden wird.
Es könnte auch als unter der Wirkung der Fliehkraft stehende Kupplung eine Bandbremse benutzt werden, welche sich in Abhängigkeit von der Umlaufgeschwindigkeit des sich um die Triebwellenachse frei drehenden Planetenträgers an die zu treibende Welle bzw. an einen an dieser angebrachten trommelartigen Vorsprung von aussen oder innen anlegt.
Mit den dargestellten konstruktiven Ausführungen sind die Anwendungsmöglichkeiten des dem neuen Getriebe zugrunde liegenden Erfindungsgedankens keineswegs erschöpft. Es lassen sich vielmehr den jeweiligen Anforderungen entsprechend zahlreiche weitere Abänderungen unter Anwendung der neuen kinematischen Gnmdlösung schaffen, wie die Beispiele zeigen.
PATENT-ANSPRÜCHE :
1. Wechselgetriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, dessen Vor-und Rückwärtsgang, Bremsung und Leerlauf durch einen Hebel geschaltet wird und das sich selbsttätig und gleichförmig entsprechend der zu treibenden Last einstellt und sich in Abhängigkeit von der Umlaufgeschwindigkeit selbsttätig ein-und auskuppelt, dadurch gekennzeichnet, dass ein lediglieh durch die Änderung der Umlaufbewegung seiner Teile eine Änderung des Übersetzungsgrades zwischen Triebwelle und getriebener Welle bewirkendes Getriebe mit einer dem Widerstand der Last sich selbsttätig anpassenden Kupplung in Verbindung steht, welche ihrerseits die Umlaufbewegung des Übersetzungsgetriebes beeinflusst und damit den jeweils günstigsten Übersetzungsgrad zwischen Motorwelle und getriebener Welle selbsttätig herstellt.
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Automatic speed change transmission, especially for motor vehicles.
The invention relates to a gearbox intended in particular for motor vehicles, the forward and reverse gear, idling and braking of which is switched by only one lever and which automatically and uniformly adjusts to the change in the load to be driven and automatically switches on and off depending on the rotational speed disengages.
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and driven shaft, is connected to a coupling that automatically adapts to the resistance of the load, which in turn influences the orbital movement of the transmission and thereby automatically produces the most favorable transmission ratio between the motor shaft and the driven shaft.
According to the invention, the transmission gear connected between the drive shaft and driven shaft is formed from planetary gears with one or more pins that can be rotated independently of the drive shaft, whose freely rotating carriers, which adapt in their rotational movement to the speed difference between the drive shaft and driven shaft, influence a centrifugal clutch, which latter acts directly on the driven shaft through the torque of their slipping clutch parts, as well as indirectly brakes the orbital movement of the planetary gear carrier (s) so that the most favorable gear ratio corresponding to the resistance of the load is set at any time and the power flow from the drive shaft to the driven shaft the planet gears is directed.
As a centrifugal clutch of this type, grinding jaws rotating around the drive shaft axis can be used, which, under the effect of centrifugal force, apply to a part of the shaft to be driven that is designed as a grinding path and exert this not only through their own torque but also through their rotating planetary gears Drive counterforce in the same direction of rotation.
According to the invention, the lever by which the brake is actuated and the idling and forward and reverse gear can be switched on acts both on a band brake surrounding the housing of a planetary gear and on coupling parts which surround the housing surrounding the planetary gears connect to the driven shaft. The lever only needs to be brought into the appropriate position for the various operations.
In the following description, various further possible embodiments and modifications of the inventive concept are shown.
It has been proposed several times to use parts under the action of centrifugal force in motor transmissions in order to bring about an automatic adjustment of the speed of the driving shaft to the load to be driven. In this case, however, the parts subjected to the centrifugal force were used in the manner of centrifugal regulators only to switch on or to change the position of means influencing the transmission.
The main inventive concept underlying the present transmission, which is used to regulate the over- or. Degree of reduction of the rotating gears around the drive shaft with its carriers serving as a clutch engaging the shaft to be driven and a centrifugal clutch as a preferred embodiment for this clutch, which transmits the torque of its sliding clutch parts and the counterforce of the part carrying the sliding track the clutch transmits in the same direction of rotation to the driven shaft in such a way that the two driving forces mutually reinforce each other, is not implemented in the known transmissions of this type.
So z. B. in such a known transmission, the centrifugal force of two balls swinging around the driven shaft is used to open the valves of a cylinder containing a brake fluid more or less, in which a piston is displaceable, which via a gear mechanism on the rotating housing of a Planetary gear acts, which connects the driving shaft with the driven one and in this way is supposed to bring about an adjustment of the motor torque to the respective size of the load. The inadequate operational safety and the large space requirement of this gear make its practical usability impossible.
In another gear, which serves the same purpose, the drive shaft acts via a differential each on two shafts lying one behind the other, each of which carries two balls which are removed from the shaft axis under the effect of centrifugal force. These press a coupling part under spring action into a gear each, which is switched into the gear of the differentials in this way, whereby the speed of the motor is matched to the resistance of the load.
This gearbox apparently only works jerkily, since a reliable clutch through the centrifugal regulators only occurs at a certain number of revolutions, while at the speed below that
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a slip of the conical disks in the gears becomes inevitable. In addition, these gears require such a great overall length that it can only be used in particularly favorable cases.
Furthermore, a gearbox intended for installation in the rear axle housing of motor vehicles is known in which a larger number of juxtaposed planetary gears of different sizes are used, each of which is rigidly connected to a gear and is connected to it via a differential gear in such a way that they are at higher rotational speed under the influence of centrifugal force lift off the meshing central gears of the differential gear and roll through the friction wheels connected to them on the inner surface of the fixed gear housing, whereby the speed of the drive shaft also regulates itself automatically according to the resistance of the driven shaft.
However, the transmission requires a relatively large number of individual parts, which easily give rise to malfunctions, and is too involved in its structure for practical use.
Finally, the suggestion of driving a centrifugal clutch connected between the drive shaft and the shaft to be driven at a much higher rotational speed than that of the drive shaft by means of gearwheels whose carriers are rigidly connected to the drive shaft and to allow the sliding coupling parts to attack a gear part could not acquire any practical significance, which is also driven in the opposite direction of rotation by gearwheels acting in the same way with a speed exceeding the motor shaft speed. Because the need to use speeds that are significantly higher than that of the motor shaft is such a high stress on the rotating parts that this proposal is practically impracticable for reasons of operational safety alone.
In addition, however, the storage of the gears in carriers rigidly connected to the drive shaft is a significant disadvantage in that it keeps the reduction or translation options of the transmission within extremely narrow limits and, in addition, this construction provides a very much more complex switching device for idling, for the braking and the forward and reverse gear are required than in the case of the transmission here.
Compared to these known transmissions, the new effect of the present transmission described at the beginning is based on the use of planetary gears, the carriers of which can be rotated independently of the drive shaft and drive a flexible coupling which acts on the shaft to be driven and which regulates the gear ratio of the planetary gears . When this flexible clutch is designed as a centrifugal clutch, the parts that are in contact with the sliding track directly or indirectly transmit their torque to the driven shaft and at the same time the counterforce on the carrier of the centrifugal brakes can be used to drive the part carrying the sliding track in the same direction of rotation so that both effects add up.
This not only achieves a completely elastic, soft, but nonetheless safe and quick transition from one load level to the other, but also reduces the number of gear parts and the external dimensions so much that the manufacturing costs are considerably lower than those of the usual multi-step gears, the latter, however, are considerably exceeded in terms of the significantly lower wear of the gear parts by the gear according to the invention.
The device according to the invention for switching the brake, idling and forward and reverse gear in conjunction with the novel utilization of the centrifugal clutch, which has been identified, leads to a transmission that adapts itself to all operating conditions completely automatically using only one shift lever, so that the simplest imaginable and possible The gentlest type of gearbox is implemented for all driving and driven parts.
The practical utilization of the invention takes place using means that are known for one or the other type of transmission, so it is z. B. in itself not new to provide central gears with a drum-shaped approach and to use epicyclic gears with a common carrier of the planetary gears. It is also known to hold a shift lever in its various positions by means of a shift slot provided with an elongated hole. However, by utilizing these known means for the purpose according to the invention, a new type of gear is created which advantageously differs from the previous ones by the special interaction of its parts, some of which are known.
The invention is shown in the figures in several exemplary embodiments. 1 illustrates a transmission in which two epicyclic gears connected in series are used with a common carrier for the epicyclic gears. In Fig. 2 another embodiment is shown in which the planetary gears operate without a common carrier.
Fig. 3 shows the formation of the brake shoes in view, seen from the left side of FIG. 1, u. between the section A-B. 4,5 and 6 illustrate the partially known devices for turning on the brake, the idle and the reverse gear and forward gear through the shift lever, u. Between Fig. 4 is a section through the housing z along the line C-D of Fig. 1, while Figs. 5 and 6 show different positions of the shift lever in the slot used to fix it.
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housing, which in the case described consists of parts f and fl.
On the planet carrier f2 rigidly connected to f2, the planet gears g and dz sit in the usual manner on pins i and il. The pins can connect f and f2 at the same time. g and gl mesh with the central wheel h sitting on the sleeve k.
The sleeve is seated on a part of the planet carrier housing f2 designed as a hollow shaft. At the external head end of the bushing k there is a washer! On which the centrifugal jaws n, n2 etc. are seated on bolts against the action of springs. The number of these jaws depends on the intended use and can, for. B. be three, six, etc. The brake formed by!, N, n1 etc. acts on the
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housing is attached and its appropriately designed brake shoes act from the outside on the housing, whereby the transmission is shorter with a correspondingly changed design. Elsewhere, the housing o carries the internal ring gear p on which the planet gears g and go roll.
The individual parts of this housing o, so the inner ring gear p, braking surface, etc. up to and including the shaft al are rigidly connected to one another. bl and cti are usefully in one piece. The cover q closes the housing o. A central flange of the cover protrudes into the housing and, together with a stuffing box-like part k2 seated in it, serves as a spacer for the shafts, wheels and seated on the main shaft a
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A longitudinally displaceable driver s \ which carries a sensor of the usual type s for the shift lever claw S3 shown in FIG.
The driver s, s1 carries longitudinal wedges on the inside and a toothed, wide driver gear s2 on the outside, the tooth pitch of which corresponds to that of the planetary gears w and wl, which are seated on the planetary carrier w2. On the internally toothed, designed as a central wheel
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moderate is in one piece with s and possibly with S2. The interior of the housing o, q and w2, w3 contains lubricant and is sealed against the other housing parts. A seal made of felt or similar material 2 closes the ball bearing Z2 from the outside.
FIG. 2 shows another embodiment of the transmission, which differs from that shown in FIG. 1 in that the planet gears of the two individual transmissions do not have a common carrier. In this case, the step gears e, el. Are designed as spur gears, the internal toothing p no longer sits on the grinding path carrier o, as in the case shown in FIG. 1, but on the
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carrier connected.
As a result, the wheels e, cl run with their small step around the initially stationary central wheel bl rigidly connected to the shaft al. um, take the carrier y with them in the opposite direction to the shaft a, and this carrier drives the central gear h in the same direction of rotation as the shaft a via the toothing p and the planetary gears g, gl. The central wheel takes along the grinding jaw carrier l, which is rigidly connected to it, so that when the rotational speed is sufficiently high, the grinding jaws come into contact with the grinding path carrier o, which is firmly connected to shaft a1.
As in the exemplary embodiment according to FIG. 1, the Sehleifbaeken are braked by the resistance that they experience on the housing o, so that they over
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the pinion bu rigidly connected to the shaft al is driven in the direction of rotation of the shaft a according to the reduction of the effective gear parts.
Fig. 3 shows a view of the possibility of movement of the spring-loaded brake shoes n, n1, n2 within the housing o.
FIG. 4 shows how the driver s is actuated in a known manner by the switching claw S3 by means of the switching lever l. S4 is the securing device for the respective position of the switching claw, S5 a known sliding pin, which is expediently stuck on the central wall of the housing z (not shown).
The plate t3 has an elongated hole which is released and closed in various ways by the upper lever of the shiftable claw S3 located below. The elongated hole in t3 is permitted
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usual ratchet lock.
The switching process is as follows. Fig. 1 and 2 show the transmission in neutral. The part of the gearbox located between the motor and the ball bearing rotates at the speed of the motor in a block-like manner with the intermediate shaft at. The part s, s1, which is longitudinally displaceable on al with grooves and wedges, meshes with its toothing S2 the planetary gears w, w1, which are thereby your braking
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Set the bearer w2, w8 in rotation, but have no effect on the part u1 connected to the cardan shaft.
The shift lever is in the opening formed by s3 and t3 (FIG. 5); if it is moved in this opening, it takes part S3 with it, which then assumes the position shown in FIG. As Fig. 4 shows, S3 engages in the Sehaltklauenaufnehmer s, so that by shifting S3 the parts s, si and S2 both with the planet gears w, tV1 and with the driving teeth of u1 come into such a way that the third planetary gear Can perform relative movement. The conditions for forward gear are thus met.
The part of the transmission located between the motor and the ball bearing Z2 is released from its block-like connection due to the increased resistance and now generates the transmission effect according to the invention.
The shift lever t can be swiveled out to the side from this shift position for the forward gear
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brought to the plant, which determines the immovable third planetary gear in this position of the longitudinally displaceable driver in all its parts. The function of the handbrake is thus fulfilled. The shift lever can be held in this position by the ratchet lock tl, t2 and t4 shown in FIG.
In order to achieve the reverse drive of the cardan shaft, the shift lever is pivoted out of the idle position, that is to say the opening formed by S8 and t2 in FIG. 5, and is swiveled out in the elongated hole
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and the intermediate shaft a1 running at engine speed transmits its torque with the toothing S2 via planet gears w and w1 to the internal toothing of the part ni i in opposite directions of rotation.
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Gas has been brought to a stop, only needs to be accelerated to start. In this case, the gearshift lever is in the front position, i. H. in the opening given according to Fig. Ï between t8 and s3.
The driver s, Fig. 1, is in the extreme right position, the gear S2 protrudes into the housing U1. As a result, the cardan shaft is rigidly connected to a1 and b1. At al sits, as described, the housing o and in this the internal toothing p. Due to the inertia of the car, all of the named parts are fixed.
If the motor starts slowly, the planetary gear c and el, the planetary gear shaft d, the housing f, the planetary carrier f2 and the planetary gears g and gl are taken along in the direction of rotation of the motor shaft according to the reduction. The planet gears g and gl take the central gear h with them
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move against the action of the springs on the braking surface o. At low speed the gear works as a freewheel, as the number of revolutions of the motor shaft a increases, the jaws M-? gradually stronger against the braking surface o and brake the central wheel h. At the same time, the inertia of the housing is reduced by the grinding of the brake shoes.
The transmission of the movement of the central wheel h via the planetary gears to the internal toothing of the housing o has the same effect. The more firmly the blocks n-n2 are placed on o, the more the central wheel h becomes
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the motor shaft in motion.
The planetary gear b, bl, e, cl is used in the described movement for reduction, the result of which is transmitted through the housing f and f1 and thus to the planetary gears g and g1. To the extent that the rotation of o and thus of a1 adapts to that of shaft a, the relative movement of all parts of the gear unit decreases until all parts stand still in relation to one another when the same movement speed is reached.
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Pressure of the brake shoes n to o is reduced accordingly. The reduction in the gear unit increases to the same extent.
To stop, the fuel supply is throttled without changing the circuit.
Fig. 7 shows an embodiment in which the motor shaft a; The planetary gears c, e1, which are designed as step gears and which can be freely rotated around the motor shaft with their trunnions i, i1, are driven via the gear wheel b. The trunnions i, i1 lie in the arms / ', /' \ which through the sleeves k1, k2 of the motor
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Wedges attached to u1 so that they can slide lengthways.
If the motor shaft a begins to rotate clockwise (arrow z in Fig. 8), the wheels c, c1 rotate in the opposite direction with their carriers, f, f1, as indicated by arrow il, since the drum o, if it is coupled to the shaft u1, initially remains at rest. Be at the same time
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set in motion, because the small step engages in the toothing of the central wheel / t, which is connected to the centrifugal clutch via the bushing / c and toothing 11. When the speed is high enough, the grinding jaws n, nl come to rest on the housing o and take it with them as soon as the contact pressure is high enough.
This not only reduces the backward movement of the planetary gear carrier, but the braking of the sliding jaw carrier also delays the rotational movement of the wheels e, ei via the central wheel h in the same way as the housing o is set in motion by the grinding jaws is, so that consequently the intermediate gears g, gl press with increased pressure into the toothing p and thus also act on the drum o in a clockwise direction.
As soon as the torque of these two forces, namely the grinding clutch parts and the counterforce of the grinding jaws, is greater than the inertial resistance of the shaft to be driven and the drum connected to it, the latter and thus shaft M are set in motion in the direction of rotation of the drive shaft, drum o and wave u1 assume the speed of the driving wave. Once this state is reached, the relative movement of the gear parts ceases and these, to a certain extent, form a rigid, rotating body.
If the road resistance increases, e.g. B. when driving uphill, the rotational speed of the motor shaft is reduced, but the centrifugal pressure of the grinding jaws is reduced accordingly, so that automatically a reduction from the motor shaft to the cardan shaft occurs, which corresponds to the size of the resistance.
If, on the other hand, the road resistance decreases, e.g. B. when going down, the car does not go through without pressing the brake, rather its speed is regulated according to the engine speed, so it is braked by the motor because the cardan shaft cannot rotate faster than the motor shaft due to the action of the grinding jaws.
One and the same lever, which engages with its claws s3, s3 'in the recesses s, s' of the longitudinally displaceable bushes s, S1 or the sleeve l2 of the centrifugal clutch, is used for braking and for switching on the forward and reverse gear as well as idling.
In the position of the lever shown in Fig. 7, the drum o is connected to the cardan shaft by the toothing s2 of the sleeve su, so the car is switched to forward gear. By swinging the lever to the side, the brake band x surrounding the drum e is activated, so that the cardan shaft is then stopped.
If the lever is shifted to the right from the position shown in FIG. 7, the sleeve 12 carrying the centrifugal clutch shifts to the right in such a way that its toothing 11 with the central
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the throttle to change the speed. The most favorable gear reduction, which is adapted to the resistance and the engine power, then takes place completely automatically without any intervention by the driver.
The embodiment of the transmission shown in FIG. 9 differs from that according to FIG. 7 only in that the grinding jaws do not act directly on the bell-shaped housing o connected to the shaft to be driven, but on a correspondingly designed continuation of the planetary gear carrier f1. As a result, not only can the dimensions of the transmission be further reduced, but the action of the centrifugal clutch is also increased by the engagement of the grinding jaws on the planetary gear carrier and the speed compensation between the driving and driven shaft is accelerated. The mode of operation otherwise corresponds to that of the transmission according to FIG. 7.
The embodiment shown in FIG. 10 is provided for those cases in which it should appear desirable to drive the cardan shaft directly via the gear reduction, with the centrifugal clutch temporarily disengaged. The small stage of the planetary gears is also carried out separately from the large stage, u. zw. Such that the carrier fl of the spur gears e ', cl' forming the small step is rigidly connected to the housing o. The internal toothing p1 is attached to the carrier f of the planetary gears e, c, which is provided with openings for the intermediate gears g, gl.
When the shaft a rotates clockwise, the spur gears e, e1, as in the earlier examples, are set in motion in the opposite direction to the motor shaft as a result of the idling gears g, gl on the initially fixed, two-part housing o, q and thereby take the carrier f also in the opposite direction to the motor shaft. As a result, the grinding jaw carriers l are driven in the direction of rotation of the motor shaft by the internal teeth pl of the carrier y via the spur gears c ', (1 / and the central gear h.
As soon as that on the sliding track of the housing q through the centrifugal clutch directly and
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fixed internal toothing p indirectly transmitted torque is greater than the moment of resistance of the shaft u, this is driven, as in the previous cases, according to the reduction of the gear parts.
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can be determined, so that the motor force acts directly on the shaft to be driven according to the reduction from b to p. So, z. B. when starting, the drive shaft can act directly, without the interposition of the centrifugal clutch, via the reduction on the driven shaft, will
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attacking, the drive shaft surrounding sleeve f2 held.
The housing o, which is set in rotation as a result, takes the centrifugal clutch with it via the planetary gear carrier f1 and the wheels e ', c1' rolling on the internal toothing p1, which rests against the housing o with its brake shoes n, n1 as soon as the housing reaches the required speed Has. As a result, when the brake drum f3 and thus the planetary gear carrier f are released, the gearing via the centrifugal clutch in its mode of operation according to the invention comes into effect immediately.
To with longer, z. B. to avoid particularly steep mountain drives with direct use of the reduction the grinding of the brake shoes on the housing o, the centrifugal clutch of the planetary gears e '. cl 'are switched off by moving the recesses 81 the central
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designed in two parts, so that the centrifugal clutch can be switched on and off by the hand lever used for braking, switching on the forward and reverse gear and idling when it engages in the recesses su of the one rod part. Of course, this lever can also be used to shut down the brake drum / and thus the planetary gear carrier f, / '. However, for the latter purpose it is preferable to use a special foot lever.
If the revolving gear carrier is to be locked by means of a special foot lever, it is expediently provided with a ratchet lock that holds it in place, and also connected to a spring-loaded cone clutch or the like, which is connected between the central wheel h and the brake shoe carrier l and by depressing the foot lever
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given as well as the centrifugal clutch switched on again in the transmission.
Fig. 12 shows such a pedal arrangement, the mode of operation is as follows. By stepping down the foot pedal m4, the lever m rotates the shaft v 'on which the safety claw sound of the lever m' are attached. The claw pickup s 'is shifted in the direction of the motor and at the same time the brake band xi is tightened on the brake drum'. If the foot pressure is applied against the upper edge of the pedal m4, the ratchet locking mechanism m1, m is compressed against the pressure of the locking spring m2 and thus made ineffective. Should a constant reduction be maintained for a longer period of time. so the lever m is automatically held in the depressed position by the ratchet lock.
In this position the centrifugal brake is ineffective due to the displacement of SI
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Thus, the reduction between the drive pinion b and the internal toothing p via the housing o has full effect on the cardan shaft '.
The shift lever t can swiveled out to the side, the driver v4 attached to the shaft v2
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Bringing drive teeth of the housing o or that of the planetary gear carrier f or between these two teeth. Fig. 12 shows the parts s, sl, S2 in engagement with the driver teeth of the housing o. If the shift lever t is withdrawn in this position, the mandrel v1 lifts the brake lever vs, the brake band x being tightened via the shaft v5 . This fulfills the function of the handbrake. If the shift lever is withdrawn when the parts s, si, S2 are in engagement with the toothing s', the transmission is switched to reverse gear.
If the parts s, si, sa are between the two driver teeth, the transmission is switched to idle.
It is desirable, especially when driving uphill for a long time, to reduce the contact pressure for the brake shoes n, n1 etc. as much as possible in order to keep the heat generation during operation down to a minimum. This task could be achieved by choosing a correspondingly larger translation between the gear parts driving the centrifugal clutch. However, such a construction encounters structural difficulties insofar as the dimensions of the transmission would experience an undesirable increase in size.
For this reason, the torque of the transmission parts driving the centrifugal clutch is transmitted to the latter by means of an additional step or step wheel.
By increasing the ratio between the centrifugal clutch and the gear parts that drive it, the contact pressure of the centrifugal clutch can be reduced to such an extent that the drive of the cardan shaft is caused to a small extent by the torque of the centrifugal clutch and by far the largest part by the drive torque of the drive shaft via the Revolving gears is effected. The advantage is thus achieved that the torque of the centrifugal clutch
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can be reduced as much as is necessary to directly or indirectly inhibit the circulating movement of the circulating carrier relative to the grinding path carrier.
In Fig. 11 an example embodiment of this structural design of the transmission is shown, u. between. The illustration relates to the upper left part of FIG. Of course, this modification can also be applied analogously to all of the other illustrated and described embodiments.
The planetary gear g, designed as a step gear, is rotatably arranged on the planetary pin i. The small step g meshes with the toothing p, which is rigidly connected to the grinding path carrier o. The size
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Of course, the centrifugal clutch shown in the above examples, without affecting the operation of the transmission and without deviating from the concept of the invention, by a clutch acting in the axial direction, for. B. a see depending on the speed automatically on and off multi-plate clutch can be replaced. Such a design of the transmission has the advantage that the centrifugal masses can be reduced and the stress on the housing caused by the application of the grinding jaws is avoided.
A band brake could also be used as a clutch under the effect of centrifugal force, which, depending on the rotational speed of the planet carrier rotating freely around the drive shaft axis, applies to the shaft to be driven or to a drum-like projection attached to it from the outside or inside .
With the structural designs shown, the possible applications of the inventive concept on which the new transmission is based are by no means exhausted. Rather, numerous other modifications can be made according to the respective requirements using the new kinematic standard solution, as the examples show.
PATENT CLAIMS:
1. Change-speed gearbox, in particular for motor vehicles, the forward and reverse gear, braking and idling of which is switched by a lever and which adjusts automatically and uniformly according to the load to be driven and automatically engages and disengages depending on the rotational speed, characterized in that, that a gear that causes a change in the gear ratio between the drive shaft and the driven shaft simply by changing the rotational movement of its parts is connected to a coupling that automatically adapts to the resistance of the load, which in turn influences the rotational movement of the transmission gear and thus the most favorable gear ratio between the motor shaft and driven shaft automatically.