Wechselgetriebe mit kegeligen Stufenzahnrädern. Die Erfindung bezieht sich auf ein viel stufiges Wechselgetriebe mit nebeneinander auf einem Kegel angeordneten Stufenzahn rädern und einem längs einer Mantellinie des Stufenräderkegels auf der Antriebswelle ver schiebbaren Schaltrad, dessen Schaltbewe gung bei Übersetzungsveränderung von einer mitumlaufenden Schaltwelle aus zwangläufig bestimmt wird.
Derartige Getriebe sind bereits bekannt. Bei den bekannten Getrieben führen von der einen Stufe zur andern schraubenlinienartig verlaufende Übergangszahnreihen, auf denen das Schaltrad beim Stufenwechsel von der einen Stufe zur nächsten wandert. Diese Übergangsreihen sind schwierig herzustellen, so dass schon deswegen eine allgemeine Ver wendung solcher Getriebe nicht in Frage kommen kann.
Diese Schraubengangführung des Schaltrades erfordert eine diesem Schrau bengangverlauf genau entsprechende Kurven führung in der mitumlaufenden Schaltwelle, was besonders noch durch die Notwendigkeit des Anbringens einer Gegen-Kurvenführung auf der Schaltwelle (es muss also eine Links schraubenführung und eine Rechtsschrauben führung auf der Schaltwelle durcheinander laufen) relativ schwierig herzustellen ist. Die hier notwendige Ausführung lässt sich prak tisch bei Getrieben mit kegeligen Stufenzahn rädern nur für grosse Stufenentfernungen aus führen.
Wegen des grossen Abstandes der Stufen voneinander ergibt sich für das Schaltrad imd die sonstige Schaltelemente eine sehr hohe axiale Schaltgeschwindigkeit. Aus diesem Grunde sind mit den bekannten Getrieben praktisch nur geringe Drehzahlen möglich, so dass die Leistung klein bleibt und somit .das Getriebe unwirtschaftlich ist. Aus all diesen Gründen haben sich diese bekann ten Getriebe nicht einführen können.
Nach der vorliegenden Erfindung können die erwähnten Mängel dadurch vermieden werden, dass jedes Stufenrad aus mehreren axial zueinander versetzten Zahnkranzseg- menten besteht, so dass beim Stufenwechsel der Endzahn des einen Segmentes der einen Stufe und gleichzeitig der Anfangszahn des andern Segmentes .der nächsten Stufe mit dem Schaltrad in Eingriff stehen. In diesem Augenblick ändert sich zum Beispiel die Übersetzung; die damit verbundene plötzliche Drehzahländerung kann, falls es nötig ist, ohne weiteres durch Anbringung eines federn den Zwischengliedes umgangen werden.
Bei diesem Getriebe ist es möglich, die einzelnen Stufenräder relativ eng beieinander anzuordnen, so dass das Getriebe trotz sehr vieler Stufen so kurz wie nur irgend möglich gehalten werden kann. Der Stufenübergang erfolgt zwangläufig. Der Schaltweg des Schaltrades von Stufe zu Stufe wird .dabei denkbar kurz. Da nun zum Beispiel für die sen kurzen Schaltweg zwei Umdrehungen des Getriebekegels zur Verfügung stehen, geht die Verschiebung des Schaltrades selbst bei sehr hohen Getriebedrehzahlen mit relativ niedriger axialer Geschwindigkeit vor sich. Deswegen kann das Getriebe auch bei kleinen Abmessungen verhältnismässig hohe Kräfte übertragen.
Auf den Zeichnungen ist eine Ausfüh rungsform des Wechselgetriebes als Beispiel der Erfindung dargestellt.
Fig. 1 zeigt bei geöffnetem Getriebe kasten die Draufsicht auf das Getriebe; Fig. 2 veranschaulicht die Abwicklung des doppelten Umfanges zweier Getriebe stufen mit 24 bezw. 28 Zähnen; Fig. 3 zeigt eine Seitenansicht einer Kur venscheibe mit Schaltweiche und Schaltklaue: Fig. 4 zeigt die Abwicklung zweier Kur venscheiben; Fig. 5 ist die Draufsicht auf die Schalt weiche, deren Steuerarm und dessen federnde Führung; Fig. 6 zeigt eine Teilseitenansicht der Darstellung nach Fig. 5.
Im Gehäuse 1 ist die Antriebswelle 2 in Lagern 3 und 4 angeordnet. Auf der An triebswelle 2 ist ein Schaltstirnrad 5 angeord net, das auf der Welle 2 axial verschiebbar, jedoch nicht auf ihr drehbar ist. Auf der Abtriebswelle 9, die in Lagern 7 und 8 ruht, sind die einzelnen Stufenkegelräder 6 starr befestigt. Jedes Stufenrad ist in zwei Hälften unterteilt, wobei die beiden Zahnkranzhälften einer jeden Stufe axial zueinander versetzt sind. Entsprechend sind die Stufenlücken 10 geteilt und zueinander versetzt. Die Breite der Stufen lücken 10 entspricht der halben Zahnbreite des Schaltrades <B>)</B>.
Die Zahnbreite des Schalt rades 5 beträgt 3/5 bis ¹ der Zahnbreite der Segmente der Stufenkegelräder. Der Unter schied der Zähnezahl von Stufe zu Stufe ist durch zwei teilbar, so dass die gegenüber liegenden Zahnlücken bei den Übergangs stellen 6a der versetzt angeordneten Zahn kranzhälften in sämtlichen Stufen genau ein ander gegenüberstehen und daher in einer Flucht liegen.
Die eine Lückenreihe dient zum Übergang von der grossen Stufe zu der kleineren, die andere für die entgegengesetzte Schaltrich tung.
Ein auf der Abtriebswelle 9 befestigtes Stirnrad 11. treibt über Stirnräder 12, 13, 14, 15 beispielsweise mit einem Untersetzungs verhältnis von 8 : 1 auf eine Schaltwelle 16, die bei 17 und 18 im Gehäusekasten 1 ge lagert ist. Jedem Stufenübergang ist auf der Schaltwelle 16 eine Kurvenscheibe 19 zu geordnet, die eine Kurvenunterbrechung 19' zum Schalten in die kleinere Nachbarstufe und eine Kurvenunterbrechung 19'' zum Zu rückschalten in die grössere Stufe aufweist.
Da, die Stufenübergänge von langsam auf schnell und umgekehrt an den kegeligen Getrieberädern diametral einander gegenüber liegen und der Antrieb von der Welle 9 auf die Schaltwelle 16 beim dargestellten Aus führungsbeispiel im Verhältnis von 8 :
1 untersetzt ist, so ergibt sich für die Kurven unterbrechung 19' und 19" eine Verset zung von 1/16 Kurvenscheibenumfang (ent sprechend einer halben Getrieberadumdre- hung), oder eines gewissen Vielfachen von 1 fl@, so dass sie axial nicht einander gegen überliegen, sondern zum Beispiel um 7(1E bezw. Umfang gegeneinander versetzt sind. Zwischen den Kurvenscheiben 19 ist eine Schaltweiche 20 geführt, die in einer Schalt klaue 21 gelagert ist und um die Lagerstelle bis zu seitlichen Anschlägen geschwenkt werden kann.
Die Schaltklaue 21 ist auf der im Gehäuse 1 bei 22 und 23 befestigten Füh rungsstange 24 axial verschiebbar; sie greift in eine Ringnut des Schaltrades 5 ein, so dass dieses von der Schaltklaue mitgenommen werden kann. Die Schaltweiche 20 ist mit einem Hebelarm 20a versehen, der in ein federndes Glied 25 einer Schaltkette 26 ein greift (Fix. 5).
Der Arm 20a der Weiche greift zwischen zwei an dem Glied 25 an geordnete Bolzen 25a, die auf Druckfedern 25b abgestützt sind und dadurch bei seit licher Hemmung der Weichenschwenkung durch Zusammendrücken der entsprechenden Druckfeder 25b den restlichen Schaltweg auf speichern.
Die Schaltkette 26 wird über ein Ketten rad 27 geführt, das auf dem im Gehäuse 1 befestigten Bolzen 28 drehbar gelagert ist. Angetrieben wird die Schatkette 26 durch ein Kettenrad 29, das mit einem Stirnrad 30 Testverbunden ist. Sowohl das Kettenrad 29, als auch das Stirnrad 30 sind auf einem im Gehäuse 1 befindlichen Bolzen 31 gelagert. Mit dem Stirnrad 30 kämmt ein Stirnrad 32, das mit einem Federgehäuse<B>33</B> versehen ist und über dieses Gehäuse durch Mitnehmer 34 von der Welle 35 aus antreibbar ist.
Eine Drehung der Welle 35 durch das Handrad 36 nach rechts oder links wird über die Schaltkette 26 auf die Weiche 20 über tragen. Durch einen Zeiger 37 wird an einer Scheibe 38 die eingeschaltete Stufe angezeigt. Der Schaltvorgang ist folgender: Beim Drehen des Handrades 36 wird die Drehung der Welle 35 durch das Kettenrad 29 auf die Schaltkette 26 übertragen und diese fortbewegt. Diese Fortbewegung wird durch .das federnde Glied 25 auf den Hebel arm 20a der Schaltweiche 20 übertragen, die dadurch um ihren Drehpunkt in der Klaue 21 geschwenkt wird. Die Spitze der Schaltweiche legt sich, falls nicht zufällig die richtige Unterbrechung 19' oder 19" vorbeikommt, gegen die Flanke der betreffenden Kurven Scheibe 19. Dabei nimmt das federnde Glied 35 den noch restlichen Schaltweg auf.
Im richtigen Augenblick wird dann die Schalt weichenspitze in die Kurvenunterbrechung eingedrückt, so dass die sich drehende Kur-. venscheibe mit ihrem auf die Lücke 19' oder 19" folgenden Teil gegen die entsprechende Flanke der Schaltweiche drückt und diese im richtigen Zeitpunkt durch die Kurvenunter brechung hindurch um den Schaltweg axial verschiebt. Dabei werden die mit der Schalt weiche 20 verbundene Schaltklaue 21, sowie das Schaltstirnrad 5 in axialer Richtung mitgenommen.
Der Handgriff 36 ist so eingerichtet, dass nicht ganz eine volle Umdrehung des Hand griffes dem Schaltweg über sämtliche Stufen des Getriebes entspricht.
Der Weg, den die Zähne des Schaltrades während des Schaltvorganges bei zwei Kegel radumdrehungen auch in axialer Richtung zurücklegen, ist besonders in Fig. 2 darge stellt: Aus dieser Figur ist zu ersehen, wie die versetzte Anordnung der Stufenlücken auf je einer halben Stufenradumdrehung U einen Schaltweg des Schaltrades um die Lük- kenbreite gestattet, ohne dass die Zähne des Schaltrades die Nachbarstufe berühren.
Nach Zurücklegung einer ganzen Stufenradumdre hung verlassen die Zähne des Schaltrades beim dargestellten Ausführungsbeispiel das 28zähnige Stufenrad, um sofort mit der hal ben Zahnbreite in das nächst gelegene 24- zähnige Stufenrad einzugreifen; während des Verlaufes der zweiten Stufenradumdrehung schiebt sich das Schaltrad vollends in das 24- zähnige Stufenrad hinein.
Change gear with tapered step gears. The invention relates to a multi-stage gearbox with stepped gear wheels arranged next to one another on a cone and a sliding wheel along a surface line of the stepped wheel cone on the drive shaft, the switching movement of which is inevitably determined when the ratio is changed by a rotating selector shaft.
Such transmissions are already known. In the known transmissions lead from one step to the other helically extending rows of transitional teeth, on which the ratchet wheel moves from one step to the next when changing steps. These transition rows are difficult to produce, so that for that very reason a general use of such transmissions cannot be considered.
This helical guide of the ratchet wheel requires a curved guide that corresponds exactly to this helical path in the rotating shift shaft, which is particularly noticeable due to the need to attach a counter-curve guide on the shift shaft (a left-hand screw guide and a right-hand screw guide on the shift shaft must run through each other) is relatively difficult to manufacture. The design required here can practically only be carried out for large step distances in gearboxes with tapered stepped gears.
Because of the large distance between the steps, the switching wheel and the other switching elements have a very high axial switching speed. For this reason, only low speeds are practically possible with the known gears, so that the power remains low and thus. The gear is uneconomical. For all of these reasons, these known transmissions have not been able to introduce themselves.
According to the present invention, the shortcomings mentioned can be avoided in that each step wheel consists of several axially offset toothed rim segments so that when changing the step, the end tooth of one segment of one step and at the same time the beginning tooth of the other segment. The next step with the Ratchet are engaged. At this moment, for example, the translation changes; the associated sudden change in speed, if necessary, can easily be bypassed by attaching a spring to the intermediate member.
With this gear it is possible to arrange the individual step gears relatively close together, so that the gear can be kept as short as possible despite a very large number of steps. The level transition is inevitable. The shifting path of the ratchet wheel from step to step is very short. Since two revolutions of the gear cone are now available, for example, for this short shift travel, the shifting wheel is shifted at a relatively low axial speed even at very high gear speeds. Because of this, the transmission can transmit relatively high forces even with small dimensions.
In the drawings, a Ausfüh approximate form of the gearbox is shown as an example of the invention.
Fig. 1 shows when the gear box is open, the top view of the gearbox; Fig. 2 illustrates the development of double the scope of two gear stages with 24 respectively. 28 teeth; Fig. 3 shows a side view of a cam venscheibe with switch switch and switching claw: Figure 4 shows the development of two cam venscheiben; Fig. 5 is a plan view of the switch switch, its control arm and its resilient guide; FIG. 6 shows a partial side view of the illustration according to FIG. 5.
In the housing 1, the drive shaft 2 is arranged in bearings 3 and 4. On the drive shaft 2, a spur gear 5 is angeord net, which is axially displaceable on the shaft 2, but not rotatable on it. The individual step bevel gears 6 are rigidly attached to the output shaft 9, which rests in bearings 7 and 8. Each step wheel is divided into two halves, with the two ring gear halves of each step being axially offset from one another. The step gaps 10 are correspondingly divided and offset from one another. The width of the step gaps 10 corresponds to half the face width of the ratchet <B>) </B>.
The face width of the switching wheel 5 is 3/5 to ¹ of the face width of the segments of the step bevel gears. The difference in the number of teeth from stage to stage is divisible by two, so that the opposing tooth gaps at the transition point 6a of the offset tooth ring halves in all stages are exactly opposite one another and are therefore in alignment.
One row of gaps is used to transition from the large level to the smaller one, the other for the opposite switching direction.
A fixed on the output shaft 9 spur gear 11 drives via spur gears 12, 13, 14, 15, for example with a reduction ratio of 8: 1 on a shift shaft 16 which is superimposed at 17 and 18 in the housing box 1 ge. Each level transition is assigned to a cam 19 on the shift shaft 16, which has a curve break 19 'for switching to the smaller neighboring level and a curve break 19' 'for switching back to the larger level.
Since, the step transitions from slow to fast and vice versa on the tapered gears are diametrically opposite each other and the drive from the shaft 9 to the shift shaft 16 in the illustrated exemplary embodiment in a ratio of 8:
1 is geared down, the curve interruption 19 'and 19 "is offset by 1/16 of the cam disc circumference (corresponding to half a gear wheel revolution), or a certain multiple of 1 fl @, so that they are not axially opposite one another overlap, but are offset, for example, by 7 (1E or circumference from one another. Between the cam disks 19, a switching switch 20 is guided, which is mounted in a switching claw 21 and can be pivoted around the bearing point up to lateral stops.
The shifting claw 21 is axially displaceable on the guide rod 24 attached at 22 and 23 in the housing 1; it engages in an annular groove of the ratchet wheel 5 so that this can be taken along by the shift pawl. The switch switch 20 is provided with a lever arm 20a which engages in a resilient member 25 of a switching chain 26 (Fix. 5).
The arm 20a of the switch engages between two bolts 25a on the link 25, which are supported on compression springs 25b and thus save the remaining switching path by compressing the corresponding compression spring 25b with the switch pivoting since Licher inhibition.
The switching chain 26 is guided over a chain wheel 27 which is rotatably mounted on the bolt 28 fixed in the housing 1. The shadow chain 26 is driven by a chain wheel 29 which is test-connected to a spur wheel 30. Both the chain wheel 29 and the spur wheel 30 are mounted on a bolt 31 located in the housing 1. A spur gear 32 meshes with the spur gear 30, which is provided with a spring housing 33 and can be driven from the shaft 35 via this housing by drivers 34.
A rotation of the shaft 35 by the handwheel 36 to the right or left is carried over the switching chain 26 to the switch 20 over. The activated level is indicated by a pointer 37 on a disk 38. The switching process is as follows: When the handwheel 36 is rotated, the rotation of the shaft 35 is transmitted through the chain wheel 29 to the switching chain 26 and this is moved forward. This forward movement is transmitted by .das resilient member 25 to the lever arm 20a of the switch switch 20, which is thereby pivoted about its pivot point in the claw 21. If the correct interruption 19 'or 19 "does not happen by chance, the tip of the switching switch lies against the flank of the relevant curve disk 19. The resilient member 35 takes up the remaining switching travel.
At the right moment, the switch point tip is then pushed into the curve break, so that the turning curve. venscheibe with its part following the gap 19 'or 19 "presses against the corresponding flank of the switch point and moves it axially through the curve interruption by the switching path at the right time. The switching claw 21 connected to the switch point 20, as well as the Switching spur gear 5 taken along in the axial direction.
The handle 36 is set up so that not quite a full turn of the handle corresponds to the shift path across all stages of the transmission.
The way that the teeth of the ratchet wheel during the switching process with two bevel wheel revolutions also cover in the axial direction is particularly shown in Fig. 2 Darge: From this figure it can be seen how the offset arrangement of the step gaps on each half a step wheel revolution U one Shifting travel of the indexing wheel by the width of the gap is permitted without the teeth of the indexing wheel touching the neighboring step.
After covering a whole step wheel revolution, the teeth of the ratchet wheel in the illustrated embodiment leave the 28-tooth step wheel in order to immediately intervene with half the tooth width in the next 24-tooth step wheel; During the course of the second step wheel revolution, the ratchet wheel slides completely into the 24-tooth step wheel.