WO2017012903A1 - Getriebe mit einem schwungrad und verfahren zum betreiben eines getriebes - Google Patents

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transmission
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shaft
coupling
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    • F16H29/02—Gearings for conveying rotary motion with intermittently-driving members, e.g. with freewheel action between one of the shafts and an oscillating or reciprocating intermediate member, not rotating with either of the shafts
    • F16H29/04—Gearings for conveying rotary motion with intermittently-driving members, e.g. with freewheel action between one of the shafts and an oscillating or reciprocating intermediate member, not rotating with either of the shafts in which the transmission ratio is changed by adjustment of a crank, an eccentric, a wobble-plate, or a cam, on one of the shafts

Definitions

  • the invention relates to a transmission for transmitting a torque or a power from a drive shaft to an output shaft with continuously variable transmission ratio, comprising a flywheel mounted axially on an axis, and comprising a first and a second pivot body, adjacent to the flywheel on the axis are pivotally mounted, and comprising first and second coupling means for generating and canceling a rotationally fixed, areal, non-positive first and second coupling between each one of the swivel body and the flywheel, wherein eccentrically on each swivel body a first resp. second thrust element is rotatably mounted, each thrust element in turn eccentrically on the drive shaft, respectively.
  • Output shaft rotatable attachable so that the thrust elements convert in use rotational movements of the waves in pivotal movements of the swivel body and vice versa.
  • the invention relates to a method for operating a transmission. State of the art
  • Gearboxes also have limited fast switching operations, which are characterized either by interruption of traction or by lossy double coupling circuits.
  • Continuously adjustable transmissions do not have this disadvantage. Such transmissions are called in practice “continuously variable transmissions", since the ratio of input rotational speed and output rotational speed, in a characteristic operating range, can be freely selected. It should be mentioned that “continuous” can not be confused with “time continuous”. The possibilities or limits of the temporal change of the transmission ratio of continuously variable transmissions will be discussed below.
  • the input power is equal to the output power. Since the power is the product of torque and rotational speed, thus the ratio of input and output torque is just inversely the ratio of input and output rotational speed. As a gear ratio is usually understood the ratio of output to input rotational speed. This corresponds to the ratio of output to input torque.
  • the drive typically consists of an internal combustion engine which generates a torque on its crankshaft. It is assumed here that this crankshaft is rigidly connected to the drive shaft of the transmission, which is why these components are considered to be one.
  • This torque or the corresponding power is transmitted from the continuously variable transmission via the drive train (output shaft of the continuously variable transmission) to the wheels and drives the vehicle. It is assumed here that the wheels are firmly connected to the road surface (no sliding or slipping). Therefore, the rotational speed of the output shaft of the continuously variable transmission is proportional to the vehicle speed.
  • the proportionality factor is formed by the Radradius and the ratio of any fixed gearbox, which are installed between the continuously variable transmission and the drive wheels (eg differential gear) in the drive train. To accelerate the vehicle its mass inertia must be overcome. This mass inertia can be mathematically transferred to the transmission output with the aforementioned proportionality factor.
  • the continuously variable transmission is thus located between the crankshaft of the engine, which has a relatively small mass moment of inertia, and the drive train whose large mass moment of inertia contains the vehicle mass converted with the proportionality factor.
  • Most continuously variable transmissions include only small moving masses, which are not necessarily connected to the drive shaft (crankshaft) or the output shaft (drive train). Such free masses are simplified neglected in the following examples. As mentioned, it is also assumed that the continuously variable transmission works lossless.
  • the power produced by the engine must be completely absorbed and transmitted by the continuously variable transmission. In addition, this power must be in balance with the resistance of all driving resistances.
  • the resistance of the vehicle is the product of the vehicle speed with the sum of all resistance forces. These are the air resistance, the resistance force by the slope and the resistance by friction of non-driven wheels and friction in the drive train.
  • the resistance power is equal to the product of output rotational speed and output torque.
  • the rotational speed ratio in this stationary state of constant driving may have any value (within an operating range). That is, by prior control of engine power and transmission ratio, this steady state was set to any but currently constant gear ratio. This also means that the ratio of engine torque and output torque correspond exactly to this transmission ratio. Which engine operating point is chosen for such a stationary state, can depend on various criteria. Examples: ideals Warm-up speed during the cold start, consumption-optimized operation or optimal operation.
  • Operation Case 2 Vehicle Acceleration Using Constant Engine Power It is assumed here that the engine is at a constant operating point (e.g., at maximum power or at the fuel economy operating point). That is, engine speed, engine torque and thus engine power are constant. To ensure that the crankshaft is not accelerated or decelerated by the engine, the continuously variable transmission must absorb exactly the torque produced by the engine and thus the corresponding power. The output torque and thus the output power of the transmission must on the one hand be greater than the resistance torque and thus the resistance of the vehicle, so this accelerates. On the other hand, in the loss-free case, the output power of the continuously variable transmission is exactly equal to the drive power.
  • a constant operating point e.g., at maximum power or at the fuel economy operating point
  • the resistance power on the vehicle may constantly change, e.g. by increasing air resistance or by changing slope.
  • the transmission control must therefore continuously measure the output rotational speed and control the output torque.
  • the transmission control does not directly control the ratio of the rotational speeds (this develops due to the external influences), but the torque ratio. This example applies mutatis mutandis to delays of the vehicle. Then, of course, the resistance must be greater than the drive power.
  • the vehicle should drive at a constant speed while the state of the engine is to be moved from a first to a second operating point. It is assumed that the resistance forces and thus the resistance power remains constant on the vehicle. Thus, the drive power (engine power) at the beginning and at the end of this process be equal. If, for example, the rotational speed at the end of the process is smaller, the motor torque must be correspondingly greater (and vice versa). During this process, the output of the transmission at constant rotational speed must deliver a constant power and thus a constant torque. The appropriate power must absorb the transmission from the drive shaft (crankshaft). The control of the transmission must thus lead the continuously variable transmission so that, adapted to the continuously decreasing rotational speed of the drive, a continuously increasing torque is absorbed by the drive shaft.
  • the control of the motor must ensure that the motor is closed, e.g. During a rotational speed reduction, a slightly smaller power (ie momentarily a slightly smaller torque) produced, as what accommodates the continuously variable transmission. Only then can the crankshaft (mass inertia) of the engine reduce its rotational speed (twist set).
  • the transmission control physically has to control (change) a torque (the one on the drive shaft).
  • the engine speed results from the deceleration (or acceleration) of the crankshaft due to the difference between the torque produced by the engine and the torque picked up by the transmission.
  • the continuously variable transmission or its control can not directly set rotational speed ratios.
  • the continuously variable transmission together with the engine or the engine control system must provide a torque imbalance, so that the corresponding inertial masses are accelerated or decelerated.
  • the common language incorrectly states that the transmission controls its transmission ratio. This overall consideration is independent of the actual design of the continuously variable transmission, it applies generally.
  • a belt or a chain runs between two pairs of discs, which are mounted on the input and output shafts.
  • the discs are shaped on the facing sides so that a V or wedge-shaped gap is formed for the belt or chain.
  • the chain (or the belt) must change its radial position between the pairs of discs, which can only be done over several revolutions of the discs, because the maximum radius difference of the friction points at inlet and outlet of the chain (or the belt) structurally narrow limits are set.
  • the drive trains of road vehicles experience in practice frequent and very rapidly changing loads. Only stepless and rapidly varying transmissions would allow the drive motors to always operate in an optimal operating state with these load profiles. This optimality may be e.g. minimize consumption, pollutants, wear or other criteria.
  • the documents WO2012008245 AI and WO2013008624 AI describe continuously variable transmissions with Viergeienkbögen. At the drive several Viergeienkbögen are arranged with corresponding pivot bodies. All these swivel bodies can thus connect to the output shaft via freewheels, so that always the fastest is engaged and transmits energy. Stepless translation is achieved by varying the eccentricity of the four-arched bows.
  • the movement of the output shaft is not exactly continuous but wave-shaped, since it is composed of the maximum ranges of oscillatory movements of the vibrating body. Since here the movement (rotational speed) of the output shaft is inevitably wave-shaped, this solution shows a completely different characteristic than when the torques, as described above, fluctuate high-frequency. In particular, much stronger vibrations are to be expected here.
  • a further continuously variable transmission in which a spring temporarily receives energy from a drive shaft and delivers it to an output shaft arranged concentrically to the spring and thereby vibrates. Paragraphs on the spring, where it is temporarily on bars, provide the power transmission.
  • the transmission described has a complicated structure, it is not clear how a reliable drive of the output shaft is controlled carried out feasible.
  • DE3111378 does not disclose a transmission which allows power transmission with an arbitrarily adjustable transmission ratio.
  • Object of the present invention is to provide a continuously variable, mechatronic transmission of the type described above, which is simple and reliable and constructed in which no friction losses and no wear due to sliding couplings or punctiform transmissions occur through chains or belts.
  • This invention makes use of the above-described fact that a high-frequency changing torque on the inertial masses of the drive (eg crankshaft of an internal combustion engine) and the output (drive beach and vehicle) has substantially the same effect as a constant torque, which is the temporal Average value of the high-frequency changing torque corresponds.
  • Another object of the present invention is to describe a method that performs power transmission by means of such a mechatronic transmission.
  • the idea underlying the invention is that couplings between the swivel bodies and the flywheel are only generated if they have the same rotational speed. In this case, no friction and no loss of energy due to inelastic shock occur during coupling.
  • the generally relatively regular circular drive movement is converted by means of a push rod into a pivoting movement whose movement changes greatly. With each revolution of the drive shaft of the first pivoting body is stationary twice, in between, it is accelerated and decelerated again. In the moments of standstill, a coupling to the then also stationary flywheel can run smoothly and smoothly.
  • each push rod in turn, respectively eccentrically on the drive shaft.
  • the first pivoting body is coupled to the flywheel at a low rotational speed as soon as both have the same rotational speed.
  • the flywheel is accelerated in the sequence.
  • the control unit decouples the flywheel again from the first pivoting body.
  • the flywheel is coupled to the second pivoting body until the rotational speed has again reached the desired low value.
  • the flywheel is decoupled again from the second pivoting body and the flywheel rotates in freewheeling or stands still. This energy (torque) was transmitted from the drive to the output.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a transmission according to the invention in a perspective view
  • Fig. 2 is a diagram for describing the inventive method.
  • Fig. 1 shows a schematic perspective view of an inventive mechatronic transmission 1 for stepless transmission of torque or power from a drive shaft 2 to an output shaft 3.
  • the transmission 1 comprises an axially mounted on an axis A flywheel 4, and a first and a second pivot body 5, 6, which are arranged pivotally mounted adjacent to the flywheel 4 on the axis A.
  • the axis A should preferably be arranged parallel to the drive 2 and the output shaft 3 and on a median plane between them. This minimizes frictional forces and other losses.
  • the flywheel 4 may consist of one or more flywheels, which are rigidly mounted on the same shaft.
  • the inventive transmission 1 also comprises first and second coupling means 7, 8 for generating and canceling a rotationally fixed, areal, non-positive first and second coupling between each one of the swivel body 5, 6 and the flywheel 4. If one of the couplings activated, then move the Flywheel 4 and the corresponding pivoting body 5, 6 necessarily with the same rotational speed. As soon as this coupling is released again, the flywheel 4 and swivel body 5, 6 can again move around the axis A at different rotational speeds.
  • a first resp. second thrust element 9, 10 which are each designed here as a push rod 9, 10, respectively on the axes C3.
  • C4 mounted rotatable.
  • each push rod 9, 10 is rotatably mounted on the outer end of a crank 11, wherein each crank 11 is rotatably connected to the respective pivot body 5, 6.
  • Each push rod 9, 10 is in turn eccentrically on the drive shaft 2, respectively.
  • Output shaft 3 on the axes Cl resp. C2 rotatably attachable or attached, so that the push rods 9, 10 in use rotational movements of the shafts 2, 3 in pivoting movements of the swivel body 5, 6 convert and vice versa.
  • the push rods 9, 10 move in operation preferably in planes that are perpendicular to the axis A.
  • each push rod 9, 10 may in turn be rotatably mounted on the shaft side on a crank 1, which can be fixedly mounted on each of the shafts 2, 3 or is attached.
  • crank lengths LI, L2 of the cranks 1 are defined by the respective eccentric offsets on the shafts 2, 3:
  • the crank lengths LI, L2 correspond to the distances of the shaft axes Bl, B2 to the axes of rotation Cl, C2 of the cranks 11 on which the push rods 9 , 10 are rotatably mounted.
  • crank lengths L3, L4 are defined as the respective eccentric offsets of the attachment of the push rods 9, 10 to the swing bodies 5, 6, the crank lengths L3, L4 corresponding to the distances of the axis A to the rotation axes C3, C4 of the cranks 11 where the push rods 9, 10 are rotatably mounted.
  • each eccentric offset LI, L2 on a shaft 2, 3 must be significantly smaller than the corresponding eccentric offset L3, L4 on the respective pivot body 5, 6, which is connected by a push rod 9, 10 with this shaft 2, 3: L1 ⁇ L3; L2 ⁇ L4. This ensures the transformation of a rotation of a shaft 2, 3 in a pivoting movement of the pivoting body 5, 6 and vice versa.
  • one or both of the coupling means 7, 8 comprises a magnetic mechanical or other coupling between in each case one of the swivel bodies 5, 6 and the flywheel 4.
  • the mechanical clutch may in particular comprise a contact pressure mechanism between in each case one of the swivel bodies 5, 6 and the flywheel 4.
  • the coupling of the coupling means 7, 8 can also be produced by means of an electrostatic or rheological force connection.
  • the transmission 1 comprises sensors 12 for determining absolute and / or relative rotational speeds of the flywheel 4 and its adjacent swivel bodies 5, 6.
  • sensors 12 are intended in particular to detect when the flywheel 4 and in each case the adjacent swivel body 5, 6 have the same instantaneous rotational speed. If this is true, then the corresponding pivoting body 5, 6 can be coupled to the flywheel 4, for example by the coupling means 7, 8, without friction or shock losses occurring.
  • sensors 12 may be, for example, optical sensors, which optically detect a fine grid, which is mounted on the flywheel 4 and on the swivel bodies 5, 6.
  • a control unit 13 may cause a coupling at appropriate times due to the determined rotational speeds and a cancellation of the couplings at desired times.
  • the control unit 13 must also be connected to the user, and typically to the drive controller, which respectively specify the desired acceleration, power or desired torque. These compounds are not shown. The controller calculates the respectively suitable times for the steps (a), (b), (c) and (d) on the basis of the information given by the user or the drive control.
  • the former can be transmitted, for example, by the operation of an accelerator pedal of a vehicle.
  • Suitable times for generating a coupling are in particular the times in which the rotational speed of flywheel 4 and a first pivoting body 5 are identical or nearly identical.
  • the flywheel 4 should not be faster than the maximum speed of the second pivot body 6 after its acceleration by the first pivot body 5, since it is coupled to this again, as soon as they have the same rotational speeds.
  • the transmission 1 comprises at least one second mechatronic transmission 1 according to the invention, which is ideally configured identically or almost identically to the first transmission 1.
  • This second gear 1 is to be arranged symmetrically to the original gear 1 between the drive shaft 2 and the output shaft 3, that during operation, the total imbalance to the drive shaft 2, the output shaft 3 and a surrounding housing is minimized. This further reduces wear and vibration.
  • both mechatronic transmissions act on the same flywheel 4 during operation.
  • a first and a second approximately sinusoidal curve 20, 21 are shown in a diagram, wherein the axis of abscissa represents the time and the ordinate axis, the rotational speed.
  • the narrower curve 20 describes the respective instantaneous rotational speed of the first pivoting body 5 on the side of the drive shaft 2, the more extended sinusoidal curve 21 the instantaneous rotational speed of the second pivoting body 6 on the side of the output shaft 3, in each case plotted over the time t. Since each swivel body 5, 6 oscillates, he constantly changes his Pivoting direction, so that at the times of change of direction each swivel body 5, 6 stands still for a short time. This corresponds to the times t at which the curves pass through the zero line. At these times, its rotational speed is zero, the deflection of the respective pivot body 5, 6 is maximum.
  • the rotational speed of the flywheel 4 is shown in FIG. 2 with the curve 22.
  • the first pivoting body 5 is coupled to the flywheel 4, as soon as both have exactly the same rotational speed (a).
  • the flywheel 4 is accelerated by the first pivot body 5, which always have the same angular velocity in this phase of the coupling.
  • the flywheel 4 Upon reaching a desired higher rotational speed, the flywheel 4 is decoupled from the first pivot body 5 (b). As a result, the flywheel 4 has absorbed a certain amount of energy from the drive shaft 2. This energy transfer has the consequence that the drive shaft 2 is easily decelerated, for example by about 1%. As a result, the flywheel 4 rotates at approximately constant rotational speed in the freewheel on. Subsequently, it is waited until the rotational speed of the second pivoting body 6 is in the sinking phase. As soon as the rotational speed of the second pivoting body 6 is exactly as large as that of the flywheel 4, the flywheel 4 is coupled to the second pivoting body 6 (c) in order to transmit energy of the flywheel 4 to the second pivoting body 6.
  • the rotational speed of the flywheel 4 and the second pivoting body 6 are now forcedly equal, the rotational speed is decelerated and energy is transferred from the flywheel 4 to the output shaft 3.
  • the second pivoting body 6 is decoupled from the flywheel 4 again (d), whereby the flywheel 4 continues to rotate at low rotational speed (eg zero) in freewheeling, until the step (a) is continued.
  • the output shaft is slightly accelerated, typically by about 1 per thousand.
  • the case shown in Fig. 2 corresponds to the operating case 1.
  • a drive (motor) provides a constant power (energy per time) on the drive shaft 2 while resistors on the output shaft 3 record exactly the same constant power.
  • the drive shaft 2 is slightly delayed by energy withdrawal between the times (a) and (b). During the time between times (b) and the next (a) no further energy is withdrawn, but energy is constantly supplied to it by the drive (motor) during the entire time from (a) to the next (a). The total of the energy supplied is equal to the energy dissipated between (a) and (b). Thus, there is on average a power balance, which is why the rotational speed of the drive shaft 2 at all times (a) is exactly the same.
  • This process can take place (within a technical range) at arbitrary gear ratios, which is why this invention behaves like a continuously variable transmission.
  • the power input to the drive shaft 2 from the drive (motor) would be slightly smaller than the average power absorbed by the transmission (energy per time), whereby the rotational speed of the drive shaft 2 would be smaller after the entire cycle (subsequent times (a)) than at the beginning (first time (a)), so would decrease in total.
  • the ratios would continue to be constant as in operating case 1. Again, the times at which the coupling means 7 & 8 are opened and closed by the controller would have to be continuously adjusted from cycle to cycle.
  • the change in the transmission ratio is therefore not initiated by a mechanical force on a component (lever) as in other continuously variable transmissions, but by changing the switching times of the couplings and thereby the transmitted average power. They are thus precalculated and guided by the controller, which is why the transmission is referred to as "mechatronic".
  • the rotational speeds in steps (a) and / or (d) are close to or equal to zero.
  • the method according to the invention should be carried out as fast as possible so that a complete cycle from one step (a) to the next step (a) typically takes at most 50 ms for automobiles. For trucks, this value is higher and is about 100 ms, as trucks have more inert mass. Accordingly, a complete cycle should at most take so long that no undesirably low vibration frequencies are excited in the drive train and the vehicle.
  • the time for coupling and decoupling should in each case at most one hundredth of the period, so take about no more than 0.5 ms to 1 ms, so that the assumption that both coupling partners turn the same speed when coupling, is met.
  • the controller must set the time (b) so that the transmitted energy equals the time required power multiplied by the time duration from the first (a) to the next (a).
  • the flywheel 4 can be recovered in a braking operation in the same way energy by the flywheel 4 is driven by the output-side shaft 3. Accordingly, then the drive shaft 2 to the output shaft 3 and vice versa.
  • a generator can be operated, which finally stores energy in a battery.
  • another flywheel (not shown) may be driven, from which energy is again drawn in the same manner as needed.
  • the partial steps of the complete cycle described here can take place at any ratios of the drive rotational speed to the output rotational speed.
  • the power transmission can take place at any gear ratios.
  • the transmission behaves like a continuously variable transmission.
  • the transmission control must keep the average power absorbed by the drive shaft (over one cycle) just equal to the average power delivered by the drive (motor) to the drive shaft. As a result, the average rotational speed of the drive shaft does not change from cycle to cycle. Likewise, the average power output to the output shaft (neglecting losses, same) over the cycle is to be kept equal to the resistive power so that the average rotational speed of the output shaft does not change. Regardless of this, the drive control (Engine control) ensure that the output from the drive (motor) power is in balance with the resistance power.
  • the gearbox control unit keeps the average power absorbed by the gearbox equal to the power delivered by the drive (motor) to the drive shaft.
  • the same power is delivered to the output. Since this power is greater than the resistance power on the vehicle, the output accelerates.
  • the transmission control must ensure that the delivered average torque, along with the current output rotational speed, results in (constant) drive power due to the cycle-to-cycle output rotational speed thus changing.
  • the gearbox control should keep the average power output from the transmission equal to the resistance power, so that the output rotational speed remains constant. In the lossless case, the same power must be absorbed by the drive. This average power is greater than the power generated by the drive (motor) which delays the drive shaft. The transmission control must ensure that the recorded average torque along with this is due to the cycle-to-cycle changing drive speed
  • Drive rotational speed results in the output power.
  • the drive control (motor control) must ensure that the power generated by the drive is smaller than the power to be delivered.
  • the rotational speeds of the drive and output can be considered as approximately constant due to the large mass inertias. Only over a whole or several cycles develops at a power imbalance (torque imbalance) on one of the waves a notable change in the rotational speed.
  • this transmission is capable of generating such imbalances very quickly (within one cycle) and thus rapidly accelerating or decelerating one of the shafts (typically the drive shaft), thus rapidly changing the transmission ratio since the transmitted power is one cycle can be changed to the other.
  • the infinitely variable friction wheel and chain drives there are also no increased transmission losses during such transient processes.
  • This continuously variable transmission like all transmissions, transmits torques from the maximum value to the value zero and even up to a negative maximum value at each transmission ratio. While for many gearboxes no influence is necessary, the time points (b) and (c) must be shifted synchronously.
  • This continuously variable transmission can also be used to start, that is to accelerate the output shaft from standstill.
  • the two coupling means 7 & 8 must be closed at a time when the swivel body 5 just has a zero rotational speed when the drive shaft is rotating. It is also conceivable that the coupling means 7 & 8 are closed during the Anwerfvorgang of the drive, while a downstream driven sliding coupling (corresponding to the clutch of a manual gearbox) is open and that when starting this Gleitkupplung is closed so that the load on a Minimum rotational speed is accelerated while the output shaft of the transmission is held above a minimum rotational speed.

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Abstract

Die der Erfindung zugrunde liegende Idee betrifft ein Getriebe (1) zur Übertragung eines Drehmomentes bzw. einer Leistung von einer Antriebswelle (2) auf eine Abtriebswelle (3), deren Drehgeschwindigkeiten ein beliebiges und veränderliches Verhältnis aufweisen können, umfassend ein auf einer Achse (A) axial gelagertes Schwungrad (4), sowie umfassend einen ersten und einen zweiten Schwenkkörper (5, 6), die angrenzend an das Schwungrad (4) auf der Achse (A) schwenkbar gelagert angeordnet sind. Zudem umfasst es erste und zweite Kopplungsmittel (7, 8) zum Erzeugen und Aufheben einer drehfesten, flächigen, kraftschlüssigen ersten und zweiten Kopplung zwischen jeweils einem der Schwenkkörper (5, 6) und dem Schwungrad (4). Erfindungsgemäss ist an jedem Schwenkkörper (5, 6) exzentrisch eine erste resp. zweite Schubstange (9, 10) rotierbar angebracht, wobei jede Schubstange (9, 10) wiederum exzentrisch an der Antriebswelle (2) resp. Abtriebswelle (3) rotierbar anbringbar ist, sodass die Schubstangen (9, 10) im Gebrauch Drehbewegungen der Wellen (2, 3) in Schwenkbewegungen der Schwenkkörper (5, 6) wandeln und umgekehrt.

Description

GETRIEBE MIT EINEM SCHWUNGRAD UND VERFAHREN ZUM BETREIBEN EINES GETRIEBES
Technisches Gebiet
Die Erfindung betrifft ein Getriebe zur Übertragung eines Drehmomentes bzw. einer Leistung von einer Antriebswelle auf eine Abtriebswelle bei stufenlos einstellbarem Übersetzungsverhältnis, umfassend ein auf einer Achse axial gelagertes Schwungrad, sowie umfassend einen ersten und einen zweiten Schwenkkörper, die angrenzend an das Schwungrad auf der Achse schwenkbar gelagert angeordnet sind, sowie umfassend erste und zweite Kopplungsmittel zum Erzeugen und Aufheben einer drehfesten, flächigen, kraftschlüssigen ersten und zweiten Kopplung zwischen jeweils einem der Schwenkkörper und dem Schwungrad, wobei an jedem Schwenkkörper exzentrisch ein erstes resp. zweites Schubelement rotierbar angebracht ist, wobei jedes Schubelement wiederum exzentrisch an der Antriebswelle resp. Abtriebswelle rotierbar anbringbar ist, sodass die Schubelemente im Gebrauch Drehbewegungen der Wellen in Schwenkbewegungen der Schwenkkörper wandeln und umgekehrt. Zudem betrifft die Erfindung ein Verfahren zum Betreiben eines Getriebes. Stand der Technik
Bei den meisten Anwendungen von Motoren liegen die günstigen Betriebsbereiche derselben bezüglich Drehgeschwindigkeit und Drehmoment nicht im Bereich der Anwendung, was Übersetzungen bzw. Getriebe notwendig macht.
Feste Übersetzungen und Schaltgetriebe basieren meist auf Zahnrad- Konstruktionen verschiedenster Varianten oder auf Zahnrad-Ketten- Transmissionen. Solche Übersetzungen haben nur eine oder eine geringe Anzahl Übersetzungsstufen. Es kann also nicht immer das für den gegebenen Betriebspunkt bezüglich des Verbrauchs oder Wirkungsgrads (oder anderer Kriterien) ideale Übersetzungsverhältnis gewählt werden. Schaltgetriebe weisen zudem begrenzt schnelle Schaltvorgänge auf, welche entweder durch Zugkraftunterbrechung oder durch verlustbehaftete Doppelkopplungsschaltungen gekennzeichnet sind.
Kontinuierlich verstellbare Getriebe weisen diesen Nachteil nicht auf. Solche Getriebe werden in der Praxis "stufenlose Getriebe" genannt, da das Verhältnis von Eingangsdrehgeschwindigkeit und Ausgangsdrehgeschwindigkeit, in einem charakteristischen Betriebsbereich, frei gewählt werden kann. Dabei ist zu erwähnen, dass "stufenlos" (englisch : continuous variable) nicht mit "zeitlich kontinuierlich" (englisch : time continuous) verwechselt werden darf. Die Möglichkeiten bzw. Grenzen der zeitlichen Veränderung des Übersetzungsverhältnisses von stufenlosen Getriebe wird weiter unten diskutiert.
Wird näherungsweise angenommen, dass ein solches stufenloses Getriebe verlustfrei arbeitet, so ist die Eingangsleistung gleich der Ausgangsleistung. Da die Leistung das Produkt von Drehmoment und Drehgeschwindigkeit ist, ist somit das Verhältnis von Eingangs- und Ausgangsdrehmoment gerade umgekehrt dem Verhältnis von Eingangs- und Ausgangsdrehgeschwindigkeit. Als Übersetzungsverhältnis wird in der Regel das Verhältnis von Ausgangs- zu Eingangsdrehgeschwindigkeit verstanden. Dies entspricht also dem Verhältnis von Ausgangs- zu Eingangsdrehmoment.
Um die Funktionsweise solcher stufenloser Getriebe besser zu verstehen, werden nun drei Betriebsfälle betrachtet. Dabei wird als Beispiel ein Strassenfahrzeug gewählt. Bei diesem besteht der Antrieb typischerweise aus einem Verbrennungsmotor, welcher ein Drehmoment auf seine Kurbelwelle erzeugt. Es wird hier angenommen, dass diese Kurbelwelle starr mit der Antriebswelle des Getriebes verbunden ist, weshalb diese Bauteile als eins betrachtet werden. Dieses Drehmoment bzw. die entsprechende Leistung wird vom stufenlosen Getriebe über den Antriebsstrang (Abtriebswelle des stufenlosen Getriebes) auf die Räder übertragen und treibt das Fahrzeug an. Es wird hier angenommen, dass die Räder fest mit der Fahrbahn verbunden sind (kein Gleiten oder Schlupf). Deshalb ist die Drehgeschwindigkeit der Abtriebswelle des stufenlosen Getriebes proportional zur Fahrzeuggeschwindigkeit. Der Proportionalitätsfaktor bildet sich aus dem Radradius und dem Übersetzungsverhältnis allfälliger fester Getriebe, die zwischen dem stufenlosen Getriebe und den Antriebsrädern (z.B. Differentialgetriebe) in den Antriebsstrang eingebaut sind. Um das Fahrzeug zu beschleunigen muss seine Massenträgheit überwunden werden. Diese Massenträgheit kann rechnerisch mit dem genannten Proportionalitätsfaktor an den Getriebeausgang übertragen werden.
Das stufenlose Getriebe befindet sich also zwischen der Kurbelwelle des Motors, welche ein relativ kleines Massenträgheitsmoment aufweist, und dem Antriebsstrang, dessen grosses Massenträgheitsmoment die mit dem Proportionalitätsfaktor umgerechnete Fahrzeugmasse enthält. Die meisten stufenlosen Getriebe beinhalten nur kleine bewegte Massen, welche nicht zwangsläufig mit der Antriebswelle (Kurbelwelle) oder der Abtriebswelle (Antriebsstrang) verbunden sind. Solche freie Massen werden in den folgenden Beispielen vereinfachend vernachlässigt. Wie erwähnt wird zudem angenommen, dass das stufenlose Getriebe verlustfrei arbeitet.
Betriebsfall 1 : Konstantes Fahren
Soll ein Fahrzeug konstant fahren, muss die vom Motor produzierte Leistung vollständig vom stufenlosen Getriebe aufgenommen und übertragen werden. Zudem muss diese Leistung im Gleichgewicht mit der Widerstandsleistung aller Fahrwiderstände sein. Die Widerstandsleistung des Fahrzeugs ist das Produkt der Fahrzeuggeschwindigkeit mit der Summe aller Widerstandskräfte. Diese sind die Luftwiderstandskraft, die Widerstandskraft durch Steigung und die Widerstandskraft durch Reibung nicht angetriebener Räder und Reibung im Antriebsstrang. Ebenso ist die Widerstandsleistung gleich dem Produkt von Abtriebsdrehgeschwindigkeit und Abtriebsdrehmoment. Bei einem stufenlosen Getriebe kann das Drehgeschwindigkeitsverhältnis in diesem stationären Zustand des konstanten Fahrens einen beliebigen Wert (innerhalb eines Betriebsbereichs) aufweisen. Das heisst, durch vorangehende Steuerung der Motorleistung und der Getriebeübersetzung wurde dieser stationäre Zustand auf einem beliebigen aber momentan konstanten Übersetzungsverhältnis eingestellt. Das heisst auch, dass das Verhältnis von Motordrehmoment und Abtriebsdrehmoment gerade diesem Übersetzungsverhältnis entsprechen. Welcher Motorbetriebspunkt für einen solchen stationären Zustand gewählt wird, kann dabei von verschiedenen Kriterien abhängen. Beispiele: Ideale Aufwärmdrehgeschwindigkeit während dem Kaltstart, verbrauchsoptimaler Betrieb oder schadstoffoptimaler Betrieb.
Betriebsfall 2: Fahrzeugbeschleunigung mittels konstanter Motorleistung Es wird hier angenommen, dass der Motor sich in einem konstanten Betriebspunkt befindet (z.B. bei maximaler Leistung oder im verbrauchsoptimalen Betriebspunkt). Das heisst, Motordrehgeschwindigkeit, Motordrehmoment und somit Motorleistung sind konstant. Damit die Kurbelwelle vom Motor nicht beschleunigt oder verzögert wird, muss das stufenlose Getriebe exakt das vom Motor produzierte Drehmoment und somit die entsprechende Leistung aufnehmen. Das Abtriebsdrehmoment und somit die Abtriebsleistung des Getriebes müssen einerseits grösser sein wie das Widerstandsdrehmoment und somit die Widerstandsleistung des Fahrzeugs, damit dieses beschleunigt. Andererseits ist im verlustfreien Fall die Abtriebsleistung des stufenlosen Getriebes exakt gleich der Antriebsleistung. Da die Fahrzeuggeschwindigkeit und damit die Abtriebsdrehgeschwindigkeit des Getriebes laufend ändern, muss das Abtriebsdrehmoment des Getriebes laufend angepasst werden (denn es gilt : Abtriebsdrehmoment = Abtriebsleistung / Abtriebsdrehgeschwindigkeit). Während dieses Beschleunigungsvorgangs kann sich die Widerstandsleistung am Fahrzeug laufend verändern, z.B. durch Zunahme des Luftwiderstands oder durch ändernde Steigung. Somit ist die sich entwickelnde Fahrzeuggeschwindigkeit und damit die Abtriebsdregeschwindigkeit ä priori unbekannt. Die Getriebesteuerung muss deshalb laufend die Abtriebsdrehgeschwindigkeit messen und das Abtriebsdrehmoment steuern. Die Getriebesteuerung steuert also nicht direkt das Verhältnis der Drehgeschwindigkeiten (dieses entwickelt sich auf Grund der äusseren Einflüsse), sondern das Drehmomentverhältnis. Dieses Beispiel gilt sinngemäss auch für Verzögerungen des Fahrzeugs. Dann muss natürlich die Widerstandsleistung grösser sein wie die Antriebsleistung.
Betriebsfall 3 : Konstante Fahrt mit ändernder Antriebsdrehzahl
Das Fahrzeug soll hier eine konstante Geschwindigkeit fahren während der Zustand des Motors von einem ersten in einen zweiten Betriebspunkt verschoben werden soll. Dabei wird angenommen, dass die Widerstandskräfte und somit die Widerstandsleistung am Fahrzeug konstant bleibt. Somit muss die Antriebsleistung (Motorleistung) am Anfang und am Ende dieses Vorgangs gleich sein. Ist die Drehgeschwindigkeit am Ende des Vorgangs z.B. kleiner, muss das Motordrehmoment entsprechend grösser sein (und umgekehrt). Während diesem Vorgang muss der Abtrieb des Getriebes bei konstanter Drehgeschwindigkeit eine konstante Leistung und somit ein konstantes Drehmoment abgeben. Die entsprechende Leistung muss das Getriebe von der Antriebswelle (Kurbelwelle) aufnehmen. Die Steuerung des Getriebes muss also das stufenlose Getriebe so führen, dass, angepasst an die laufend sinkende Drehgeschwindigkeit des Antriebs, ein laufend zunehmendes Drehmoment von der Antriebswelle aufgenommen wird.
Die Steuerung des Motors muss ihrerseits dafür sorgen, dass der Motor z.B. während einer Drehgeschwindigkeitsreduktion eine etwas kleinere Leistung (also momentan ein etwas kleineres Drehmoment) produziert, als was das stufenlose Getriebe aufnimmt. Nur so kann die Kurbelwelle (Massenträgheit) des Motors ihre Drehgeschwindigkeit reduzieren (Drallsatz).
Auch in diesem Betriebsfall muss die Getriebesteuerung physikalisch betrachtet ein Drehmoment (dasjenige an der Antriebswelle) steuern (verändern). Die Motordrehgeschwindigkeit ergibt sich aus der Verzögerung (bzw. Beschleunigung) der Kurbelwelle aufgrund der Differenz zwischen dem vom Motor produzierten und dem vom Getriebe abgegriffenen Drehmoment.
Allgemeine instationäre Betriebsfälle, bei denen sich sowohl die Eingangsdrehgeschwindigkeit (Motordrehzahl, Antriebsdrehgeschwindigkeit) wie auch die Ausgangsdrehgeschwindigkeit (Fahrzeuggeschwindigkeit, Abtriebsdrehgeschwindigkeit) verändern, können als Kombination von den oben beschriebenen Betriebsfällen 2 und 3 aufgefasst werden, wobei für beide Wellen Beschleunigungen mit beiderlei Vorzeichen möglich sind.
Zusammenfassend : Da sowohl die Massenträgheitsmomente vom Antrieb (Motor) und vom Abtrieb (Fahrzeug) nicht vernachlässigbar sind, kann das stufenlose Getriebe bzw. seine Steuerung nicht direkt Drehgeschwindigkeitsverhältnisse einstellen. Beim Ändern des Übersetzungsverhältnisses muss das stufenlose Getriebe zusammen mit dem Motor bzw. der Motorsteuerung für ein Momentenungleichgewicht sorgen, damit die entsprechende trägen Massen beschleunigt bzw. verzögert werden. Trotz dieser physikalischen Tatsache wird in der Umgangssprache fälschlicherweise formuliert, dass das Getriebe sein Übersetzungsverhältnis steuert. Diese gesamte Betrachtung ist unabhängig von der effektiven Auslegung des stufenlosen Getriebes, sie gilt allgemein.
Ferner ist zu beachten, dass diese Betrachtungen bislang davon ausgehen, dass die stufenlosen Getriebe im Betriebsfall 1 zeitlich konstante oder in den Betriebsfällen 2 und 3 kontinuierlich ändernde Drehmomente aufnehmen bzw. abgeben. Im Detail betrachtet erzeugen jedoch gewisse Varianten von Schaltgetrieben und von stufenlosen Getrieben aufgrund ihrer Bauweise zeitlich hochfrequent periodisch ändernde Drehmomente. Diese Unregelmässigkeiten werden z.B. bei Zahnrädern durch die Elastizität der Zähne oder deren Abnützung (Geometriefehler) oder bei Kettengetrieben (Motorrad) durch die Dehnung der Kettenglieder hervorgerufen. Jeder neue Zahneingriff erzeugt im Betrieb eine gewisse Drehmomentschwankung. Auch bei stufenlosen Kettenwandlern kann der Einlauf der Kettenglieder in die Kegelräder zu solchen Drehmomentschwankungen führen.
Da diese Schwankungen hochfrequent sind, also sich zeitlich rasch wiederholen, (typischerweise im Bereich von mehreren Millisekunden oder schneller) können der entsprechende Drehmomentüberschuss oder -mangel die trägen Massen von Kurbelwelle bzw. Fahrzeug nur in verschwindendem Masse beschleunigen oder verzögern, bzw. diese hochfrequenten Schwankungen werden durch die Elastizitäten der An- und Abtriebswellen geglättet. Das heisst, ein periodisches, zeitlich hinreichen rasch änderndes Drehmoment wirkt sich über eine Periode betrachtet gleich wie ein konstantes Drehmoment, welches dem Mittelwert des periodischen Drehmoments entspricht, aus.
Die nachfolgend beschriebene Erfindung nützt diese Tatsache, dass die Drehmomente ohne Nachteil hochfrequent periodisch verändert werden können, direkt aus. Bekannte Ausführungsformen von stufenlosen Getrieben umfassen Reibradgetriebe, z.B. in Plattenanordnung, Kegelringgetriebe oder Toroid- Getriebe. Bei all diesen Getrieben wird die Kraft über Haftreibung von einem rotierenden Bauteil auf ein Nächstes übertragen. Durch eine andere Position des Kontaktpunkts in radialer Richtung ergibt sich ein anderes Übersetzungsverhältnis. Gemäss der obigen Betrachtung muss während der Änderung des Übersetzungsverhältnisses zumindest auf einer Seite des Getriebes (Antrieb oder Abtrieb) ein Momentenungleichgewicht erzeugt werden. Nachteilig ist an all diesen Systemen, dass die Kraft durch Reibschluss in einer punktförmigen Zone übertragen wird, wenn Abplattungen vernachlässigt werden. Um ein Rutschen zu vermeiden, müssen grosse Anpresskräfte herrschen, was zu hohen Belastungen der Bauteile führt. Weiter ist nachteilig, dass das Übersetzungsverhältnis nur langsam und nicht im Stillstand verändert werden kann, da der eine Reibkörper auf dem Andern nicht rein tangential, wie in stationären Zuständen, sondern leicht radial abrollen muss, damit der Kontaktpunkt sich auf einen anderen Radius begibt.
Eine Alternative sind stufenlose Getriebe mit Riemen- oder Ketten-Konzepten. Bei diesen läuft ein Riemen oder eine Kette zwischen zwei Scheibenpaaren, welche auf der An- und Abtriebswelle angebracht sind. Die Scheiben sind auf den sich zugewandten Seiten so geformt, dass sich für den Riemen bzw. die Kette ein V- oder keilförmiger Zwischenraum bildet. Durch axiales Verschieben der einen Scheibe von jedem Scheibenpaar kann der Umlaufradius der Riemen und somit das Übersetzungsverhältnis eingestellt werden. Während dieses Vorgangs entwickeln sich zwischen den z.B. zusammenlaufenden Scheiben und der Kette (bzw. dem Riemen) Zwangsdrehmomente, welche zu dem oben beschriebenen Momentenungleichgewicht beitragen. Gleichzeitig muss die Kette (bzw. der Riemen) dabei ihre radiale Position zwischen den Scheibenpaaren verändern, was nur über mehrere Umdrehungen der Scheiben erfolgen kann, weil dem maximalen Radiusunterschied der Reibpunkte bei Einlauf und Auslauf der Kette (bzw. des Riemens) baulich enge Grenzen gesetzt sind.
Der Bereich der Kraftübertragung von den Scheiben an den Riemen oder die Kette ist theoretisch linienförmig, wird jedoch durch Dehnungs-Phänomene auf einen kleinen Bereich des Umfangs begrenzt. Dadurch weisen diese Getriebe annähernd die gleichen Nachteile wie die Reibradgetriebe auf, nämlich den punktförmigen Reibschluss, welcher grosse Anpresskräfte bedingt und nur begrenzt schnelle Übersetzungsänderungen zulässt. Wie erwähnt können gestufte Getriebe nicht beliebige Übersetzungsverhältnisse darstellen. Alle bekannten mechanischen stufenlosen Getriebe weisen den Nachteil auf, dass die Kraft durch Reibung in einer punkt- oder linienförmigen Zone übertragen wird, was hohe Anpresskräfte und damit hohe Oberflächenbelastung für die Bauteile bedeutet. Zudem kann das Übersetzungsverhältnis nur in Bewegung und nur mit begrenzter Geschwindigkeit geändert werden.
Insbesondere die Antriebsstränge von Strassenfahrzeugen erleben in der Praxis häufige und sehr rasch ändernde Lasten. Nur stufenlos und rasch variierende Getriebe würden es erlauben, die Antriebsmotoren bei diesen Belastungsprofilen immer in einem optimalen Betriebszustand zu betreiben. Diese Optimalität kann dabei z.B. den Verbrauch, Schadstoffe oder aber auch den Verschleiss oder andere Kriterien minimieren.
Die Dokumente WO2012008245 AI und WO2013008624 AI beschreiben stufenlose Getriebe mit Viergeienkbögen. Am Antrieb sind mehrere Viergeienkbögen mit entsprechenden Schwenkkörpern angeordnet. Alle diese Schwenkkörper können sich so über Freiläufe mit der Abtriebswelle verbinden, sodass immer der gerade Schnellste im Eingriff ist und Energie überträgt. Die stufenlose Übersetzung kommt zu Stande, indem die Exzentrizität der Viergeienkbögen variiert wird. Die Bewegung der Abtriebswelle wird so nicht exakt kontinuierlich sondern wellenförmig, da sie sich aus den Maximalbereichen der Schwingbewegungen der Schwingkörper zusammensetzt. Da hier die Bewegung (Drehgeschwindigkeit) der Abtriebswelle zwangsläufig wellenförmig ist, zeigt diese Lösung eine völlig andere Charakteristik als wenn die Drehmomente, wie oben beschrieben, hochfrequent schwanken. Insbesondere sind hier wesentlich stärkere Vibrationen zu erwarten.
In der GB 2400422 A ist ein weiteres stufenloses Getriebe beschrieben, bei dem eine Feder zeitweise Energie von einer Antriebswelle aufnimmt und an eine konzentrisch zur Feder angeordnete Abtriebswelle abgibt und dabei ins Schwingen gerät. Absätze an der Feder, an denen sie zeitweise an Balken ansteht, sorgen für die Kraftübertragung. Das beschriebene Getriebe weist einen komplizierten Aufbau auf, wobei nicht klar wird, wie ein verlässlicher Antrieb der Abtriebswelle gesteuert durchführbar ist. Das Dokument DE 31 11378 AI beschreibt eine Vorrichtung bei welcher mit einer gesteuerten Kupplung die "Trennstation" = Kopfstation einer Schlauchziehmaschine in Notstop-Fällen mit geringen Energieverlusten gebremst und wiederangeworfen werden kann. Der Hauptantrieb dieser Maschine ist ein Ungleichförmigkeitsantrieb. Das heisst, die Last = der Abtrieb der Maschine = der Leistungsverbraucher führt eine ungleichförmige Bewegung aus. Aus der DE3111378 geht kein Getriebe hervor, welches eine Leistungsübertragung bei beliebig einstellbarem Übersetzungsverhältnis erlaubt.
Darstellung der Erfindung
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, ein stufenloses, mechatronisches Getriebe eingangs beschriebener Art anzugeben, das einfach und prozesssicher aufgebaut ist und bei dem keine Reibverluste und kein Verschleiss durch schleifende Kopplungen oder punktförmige Übertragungen durch Ketten oder Riemen auftreten. Diese Erfindung nutzt die oben beschriebene Tatsache, dass ein hochfrequent änderndes Drehmoment auf die trägen Massen des Antriebs (z. B. Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors) und des Abtriebs (Antriebsstrand und Fahrzeug) im Wesentlichen die gleiche Wirkung hat wie ein konstantes Drehmoment, welches dem zeitlichen Durchschnittswert des hochfrequent ändernden Drehmoments entspricht.
Eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, ein Verfahren zu beschreiben, das eine Kraftübertragung mittels eines solchen mechatronischen Getriebes ausführt.
Die Aufgabe wird gelöst durch die Kennzeichen der unabhängigen Patentansprüche. Bevorzugte Vorrichtungen und Verfahren sind in den Unteransprüchen angegeben.
Die nachfolgend beschriebene Idee der Erfindung beschreibt, wie das Getriebe innerhalb einer zeitlich kurzen Periode (Zyklus) arbeitet. Ob dabei das Getriebe mit einem konstanten Übersetzungsverhältnis arbeitet (Betriebsfall 1), sich die Drehgeschwindigkeit des Abtriebs ändert (Betriebsfall 2), sich die Drehgeschwindigkeit des Antriebs ändert (Betriebsfall 3) oder beide Drehgeschwindigkeiten ändern (Kombination der Betriebsfälle 2 & 3) ergibt sich aus den Momentengleichgewichten der Antriebs- und der Abtriebswellen über eine oder mehrere ganze solche Perioden (Zyklen).
Die der Erfindung zugrunde liegende Idee besteht darin, dass Kopplungen zwischen den Schwenkkörpern und dem Schwungrad nur dann erzeugt werden, wenn diese dieselbe Drehgeschwindigkeit haben. In diesem Fall entstehen beim Koppeln keine Reibung und kein Energieverlust durch inelastischen Stoss. Damit dies erreicht werden kann, wird die in der Regel relativ gleichmässig verlaufende kreisförmige Antriebsbewegung mittels einer Schubstange in eine Schwenkbewegung umgeformt, deren Bewegung sich stark ändert. Mit jeder Umdrehung der Antriebswelle steht der erste Schwenkkörper zweimal still, dazwischen wird er beschleunigt und wieder abgebremst. In den Momenten des Stillstands lässt sich eine Kopplung zu dem dann ebenfalls stillstehenden Schwungrad reibungslos und stossfrei durchführen.
Erfindungsgemäss ist daher an jedem Schwenkkörper exzentrisch eine erste resp. zweite Schubstange gelenkig angebracht, wobei jede Schubstange wiederum exzentrisch an der Antriebswelle resp. Abtriebswelle gelenkig anbringbar oder angebracht ist, sodass die Schubstangen im Gebrauch Drehbewegungen der Wellen in Schwenkbewegungen der Schwenkkörper wandeln und umgekehrt.
Im erfindungsgemässen Verfahren wird, beispielsweise durch eine Steuereinheit, der erste Schwenkkörper bei niedriger Drehgeschwindigkeit an das Schwungrad gekoppelt, sobald beide dieselbe Drehgeschwindigkeit aufweisen. Das Schwungrad wird in der Folge beschleunigt. Wenn dieses die gewünschte Drehgeschwindigkeit erreicht hat, entkoppelt die Steuereinheit das Schwungrad wieder vom ersten Schwenkkörper. Sobald der zweite Schwenkkörper, bei sinkender Drehgeschwindigkeit, dieselbe Drehgeschwindigkeit hat wie das Schwungrad, wird das Schwungrad an den zweiten Schwenkkörper gekoppelt, bis die Drehgeschwindigkeit wieder den gewünschten niedrigen Wert erreicht hat. Dann wird das Schwungrad wieder vom zweiten Schwenkkörper entkoppelt und das Schwungrad dreht im Freilauf oder steht still. Dadurch wurde Energie (Drehmoment) vom Antrieb an den Abtrieb übertragen. Kurze Beschreibung der Zeichnungen Im Folgenden wird die Erfindung unter Beizug der Zeichnungen näher erklärt. Es zeigen
Fig. 1 eine schematische Darstellung eines erfindungsgemässen Getriebes in perspektivischer Ansicht;
Fig. 2 ein Diagramm zur Beschreibung des erfindungsgemässen Verfahrens.
Wege zur Ausführung der Erfindung
Die Fig. 1 zeigt in einer schematischen perspektivischen Darstellung ein erfindungsgemässes mechatronisches Getriebe 1 zur stufenlosen Übertragung eines Drehmoments bzw. einer Leistung von einer Antriebswelle 2 auf eine Abtriebswelle 3. Das Getriebe 1 umfasst ein auf einer Achse A axial gelagertes Schwungrad 4, sowie einen ersten und einen zweiten Schwenkkörper 5, 6, die angrenzend an das Schwungrad 4 auf der Achse A schwenkbar gelagert angeordnet sind. Die Achse A sollte vorzugsweise parallel zur Antriebs- 2 und zur Abtriebswelle 3 sowie auf einer Mittelebene zwischen diesen angeordnet sein. Dadurch werden Reibkräfte und andere Verluste minimiert. Das Schwungrad 4 kann aus einer oder mehreren Schwungscheiben bestehen, die starr auf der gleichen Welle angebracht sind.
Das erfindungsgemässe Getriebe 1 umfasst zudem erste und zweite Kopplungsmittel 7, 8 zum Erzeugen und Aufheben einer drehfesten, flächigen, kraftschlüssigen ersten und zweiten Kopplung zwischen jeweils einem der Schwenkkörper 5, 6 und dem Schwungrad 4. Ist eine der Kopplungen aktiviert, dann bewegen sich das Schwungrad 4 und der entsprechende Schwenkkörper 5, 6 zwingend mit derselben Drehgeschwindigkeit. Sobald diese Kopplung wieder gelöst ist, können sich Schwungrad 4 und Schwenkkörper 5, 6 wieder mit unterschiedlichen Drehgeschwindigkeiten um die Achse A bewegen. Erfindungsgemäss ist an jedem Schwenkkörper 5, 6 exzentrisch ein erstes resp. zweites Schubelement 9, 10, welche hier jeweils als Schubstange 9, 10 ausgestaltet sind, an den Achsen C3 resp. C4 rotierbar angebracht. Dies kann erreicht werden, indem jede Schubstange 9, 10 am äusseren Ende einer Kurbel 11 rotierbar angebracht ist, wobei jede Kurbel 11 mit dem jeweiligen Schwenkkörper 5, 6 drehfest verbunden ist. Jede Schubstange 9, 10 ist wiederum exzentrisch an der Antriebswelle 2 resp. Abtriebswelle 3 an den Achsen Cl resp. C2 rotierbar anbringbar oder angebracht, sodass die Schubstangen 9, 10 im Gebrauch Drehbewegungen der Wellen 2, 3 in Schwenkbewegungen der Schwenkkörper 5, 6 wandeln und umgekehrt. Die Schubstangen 9, 10 bewegen sich im Betrieb vorzugsweise in Ebenen, die senkrecht zur Achse A liegen. Insbesondere kann jede Schubstange 9, 10 wellenseitig wiederum an einer Kurbel 1 rotierbar angebracht sein, die auf jeweils einer der Wellen 2, 3 fest angebracht werden kann oder angebracht ist.
Die Kurbellängen LI, L2 der Kurbeln 1 sind definiert durch die jeweiligen exzentrischen Versätze an den Wellen 2, 3 : Die Kurbellängen LI, L2 entsprechen den Abständen der Wellenachsen Bl, B2 zu den Drehachsen Cl, C2 der Kurbeln 11, an denen die Schubstangen 9, 10 rotierbar befestigt sind.
Entsprechend sind die Kurbellängen L3, L4 definiert als die jeweiligen exzentrischen Versätze der Anbringung der Schubstangen 9, 10 an den Schwenkkörpern 5, 6, wobei die Kurbellängen L3, L4 den Abständen der Achse A zu den Drehachsen C3, C4 der Kurbeln 11 entsprechen, an denen die Schubstangen 9, 10 rotierbar befestigt sind. Insbesondere muss jeder exzentrische Versatz LI, L2 an einer Welle 2, 3 deutlich kleiner sein als der entsprechende exzentrische Versatz L3, L4 am jeweiligen Schwenkkörper 5, 6, der durch eine Schubstange 9, 10 mit dieser Welle 2, 3 verbunden ist: L1 < <L3; L2< <L4. Dies gewährleistet die Transformation einer Rotation einer Welle 2, 3 in eine Schwenkbewegung des Schwenkkörpers 5, 6 und umgekehrt. Vorzugsweise umfasst eines oder beide der Kopplungsmittel 7, 8 eine magnetische mechanische oder andere Kupplung zwischen jeweils einem der Schwenkkörper 5, 6 und dem Schwungrad 4. Die mechanische Kupplung kann insbesondere einen Anpressmechanismus zwischen jeweils einem der Schwenkkörper 5, 6 und dem Schwungrad 4 umfassen. Alternativ kann die Kupplung der Kopplungsmittel 7, 8 auch mittels einer elektrostatischen oder Theologischen Kraftverbindung hergestellt werden.
Vorzugsweise umfasst das erfindungsgemässe Getriebe 1 Sensoren 12 zur Bestimmung von absoluten und/oder relativen Drehgeschwindigkeiten vom Schwungrad 4 und dessen benachbarten Schwenkkörpern 5, 6. Mit solchen Sensoren 12 soll insbesondere festgestellt werden können, wenn das Schwungrad 4 und jeweils der benachbarte Schwenkkörper 5, 6 dieselbe momentane Drehgeschwindigkeit haben. Trifft dies zu, so kann der entsprechende Schwenkkörper 5, 6 an das Schwungrad 4, beispielsweise durch das Kopplungsmittel 7, 8 angekoppelt werden, ohne dass Reib- oder Stossverluste auftreten. Solche Sensoren 12 können beispielsweise optische Sensoren sein, welche ein feines Raster, welches am Schwungrad 4 und an den Schwenkkörpern 5, 6 angebracht ist, optisch erfassen.
Eine Steuereinheit 13 kann schliesslich auf Grund der ermittelten Drehgeschwindigkeiten zu geeigneten Zeitpunkten eine Kopplung und zu gewünschten Zeitpunkten ein Aufheben der Kopplungen verursachen. Entsprechende Verbindungsleitungen von der Steuereinheit 13 zu den Kopplungsmitteln 7, 8, die sich an oder in den Schwenkkörpern 5, 6 und/oder im Schwungrad 4 befinden und daher nicht als solche dargestellt sind, sind ebenfalls nicht dargestellt. Eine Signalübertragung mittels Telemetrie ist auch möglich. Die Steuereinheit 13 muss auch mit dem Benutzer und typischerweise mit der Antriebssteuerung verbunden sein, welche jeweils die gewünschte Beschleunigung, Leistung oder das gewünschte Drehmoment vorgeben. Auch diese Verbindungen sind nicht dargestellt. Die Steuerung berechnet die jeweils geeigneten Zeitpunkte für die Schritte (a), (b), (c) und (d) auf Grund der vom Benutzer bzw. der Antriebssteuerung vorgegebenen Angaben. Erstere können beispielsweise durch die Betätigung eines Gaspedals eines Fahrzeuges übermittelt werden. Geeignete Zeitpunkte zum Erzeugen einer Kopplung sind insbesondere die Zeitpunkte, in denen die Drehgeschwindigkeit von Schwungrad 4 und einem ersten Schwenkkörper 5 identisch oder nahezu identisch sind. Das Schwungrad 4 sollte nach seiner Beschleunigung durch den ersten Schwenkkörper 5 zudem nicht schneller werden als die Maximalgeschwindigkeit des zweiten Schwenkkörpers 6, da zu diesem wieder angekoppelt wird, sobald sie gleiche Drehgeschwindigkeiten aufweisen.
In einer bevorzugten Ausgestaltung umfasst das Getriebe 1 mindestens ein zweites erfindungsgemässes mechatronisches Getriebe 1, das idealerweise identisch oder fast identisch zum ersten Getriebe 1 ausgestaltet ist. Dieses zweite Getriebe 1 soll derart symmetrisch zum ursprünglichen Getriebe 1 zwischen der Antriebswelle 2 und der Abtriebswelle 3 angeordnet werden, dass im Betrieb die Gesamtunwucht auf die Antriebswelle 2, die Abtriebswelle 3 und ein umgebendes Gehäuse minimiert wird. Dadurch werden der Verschleiss und Vibrationen nochmals verringert. Vorzugsweise wirken beide mechatronischen Getriebe im Betrieb auf dasselbe Schwungrad 4.
Beim erfindungsgemässen Verfahren zum Übertragen eines Drehmomentes bzw. einer Leistung von einer Antriebswelle 2 auf eine Abtriebswelle 3 unter Verwendung eines erfindungsgemässen mechatronischen Getriebes 1 werden folgende Schritte durchgeführt, die unter Mithilfe der Fig. 2 hier veranschaulicht beschrieben werden.
Bei dieser Beschreibung wird davon ausgegangen, dass das Getriebe bereits in Betrieb ist. Das heisst, es wird angenommen, dass die Antriebswelle 2 und die Abtriebswelle 3 zu Beginn des beschriebenen Abschnitts bereits rotieren. Das Anfahren (Beschleunigen aus dem Stillstand) der Abtriebswelle 3 wird weiter unten diskutiert.
In Fig. 2 sind eine erste und eine zweite etwa sinusförmige Kurve 20, 21 in einem Diagramm dargestellt, wobei die Abszissenachse die Zeit und die Ordinatenachse die Drehgeschwindigkeit darstellt. Die engere Kurve 20 beschreibt die jeweils momentane Drehgeschwindigkeit des ersten Schwenkkörpers 5 auf der Seite der Antriebswelle 2, die gestrecktere sinusförmige Kurve 21 die momentane Drehgeschwindigkeit des zweiten Schwenkkörpers 6 auf der Seite der Abtriebswelle 3, jeweils aufgetragen über die Zeit t. Da jeder Schwenkkörper 5, 6 oszilliert, ändert er dauernd seine Schwenkrichtung, sodass zu den Zeitpunkten der Richtungsänderung jeder Schwenkkörper 5, 6 jeweils für kurze Zeit still steht. Dies entspricht den Zeitpunkten t, an denen die Kurven die Nulllinie durchlaufen. Zu diesen Zeiten ist ihre Drehgeschwindigkeit null, die Auslenkung des jeweiligen Schwenkkörpers 5, 6 ist maximal.
Die Drehgeschwindigkeit des Schwungrades 4 ist in der Fig. 2 mit der Kurve 22 dargestellt. Bei einer tiefen Drehgeschwindigkeit des ersten Schwenkkörpers 5, beispielsweise bei Stillstand, wird nun der erste Schwenkkörper 5 an das Schwungrad 4 gekoppelt, sobald beide exakt dieselbe Drehgeschwindigkeit aufweisen (a). In der Folge wird das Schwungrad 4 durch den ersten Schwenkkörper 5 beschleunigt, die in dieser Phase der Koppelung stets dieselbe Winkelgeschwindigkeit aufweisen.
Beim Erreichen einer gewünschten höheren Drehgeschwindigkeit wird das Schwungrad 4 vom ersten Schwenkkörper 5 entkoppelt (b). Dadurch hat das Schwungrad 4 von der Antriebswelle 2 eine gewisse Menge Energie aufgenommen. Diese Energieübertragung hat zur Folge, dass die Antriebswelle 2 leicht, z.B. um etwa 1% abgebremst wird. In der Folge dreht das Schwungrad 4 mit annähernd konstanter Drehgeschwindigkeit im Freilauf weiter. Anschliessend wird gewartet, bis die Drehgeschwindigkeit des zweiten Schwenkkörpers 6 in der Sinkphase ist. Sobald die Drehgeschwindigkeit des zweiten Schwenkkörpers 6 exakt so gross ist wie die des Schwungrades 4, wird das Schwungrad 4 an den zweiten Schwenkkörper 6 gekoppelt (c), um Energie des Schwungrades 4 auf den zweiten Schwenkkörper 6 zu übertragen. Weil die Drehgeschwindigkeiten des Schwungrades 4 und des zweiten Schwenkkörpers 6 nun gezwungenermassen gleich sind, wird die Drehgeschwindigkeit verzögert und Energie vom Schwungrad 4 auf die Abtriebswelle 3 übertragen. Bei einer tiefen Drehgeschwindigkeit des zweiten Schwenkkörpers 6 wird der zweite Schwenkkörper 6 vom Schwungrad 4 wieder entkoppelt (d), wodurch das Schwungrad 4 mit niedriger Drehgeschwindigkeit (z.B. auch Null) wieder im Freilauf weiterdreht, bis wieder mit Schritt bei (a) fortgefahren wird. Durch diese Energieübertragung zwischen den Zeitpunkten (c) und (d) wird die Abtriebswelle leicht beschleunigt, typischerweise um ca. 1 Promille. Der in Fig. 2 dargestellte Fall entspricht dem Betriebsfall 1. Ein Antrieb (Motor) liefert eine konstante Leistung (Energie pro Zeit) auf die Antriebswelle 2 während Widerstände an der Abtriebswelle 3 exakt die gleiche konstante Leistung aufnehmen. Die Antriebswelle 2 wird zwischen den Zeitpunkten (a) und (b) durch Energieentzug etwas verzögert. Während der Zeit zwischen den Zeitpunkten (b) und dem nächsten (a) wird ihr keine weitere Energie entzogen, jedoch wird ihr durch den Antrieb (Motor) während der ganzen Zeit von (a) bis zum nächsten (a) konstant Energie zugeführt. Das Total der zugeführten Energie ist dabei gleich der zwischen (a) und (b) abgeführten Energie. Es besteht also im Durchschnitt ein Leistungsgleichgewicht, weshalb die Drehgeschwindigkeit der Antriebswelle 2 zu allen Zeitpunkten (a) exakt die gleiche ist.
Ähnlich gilt für die Abtriebswelle 3 : Nur währen der Zeit zwischen den Zeitpunkten (c) und (d) wird ihr Energie zugeführt. Diese Energiemenge ist gerade gleich jener Energie, welche in der gesamten Zeit zwischen (a) und dem nächsten (a) durch die Widerstände vom Abtrieb weggenommen wird. Somit weist die Abtriebswelle 3 zu allen Zeitpunkten (a) exakt die gleiche Drehgeschwindigkeit auf. Der ganze Ablauf kann sich also über längere Zeit exakt wiederholen, was einem stationären Betrieb entspricht.
Dieser Ablauf kann (innerhalb eines technischen Bereichs) bei beliebigen Übersetzungsverhältnissen stattfinden, weshalb diese Erfindung sich wie ein stufenloses Getriebe verhält.
Müsste bei den gleichen Drehgeschwindigkeiten von Antriebswelle 2 und Abtriebswelle 3 ein anderes durchschnittliches Drehmoment (eine andere Leistung) übertragen werden, würden die Zeitpunkte (b), (c) und (d) entsprechend angepasst. Z. B. wären bei einer kleineren übertragenen Leistung der Zeitpunkt (b) früher und der Zeitpunkt (c) entsprechend später, wodurch das Schwungrad 4 weniger Energie aufnimmt und abgibt. Würde sich dieses Getriebe im Betriebsfall 2 befinden, würde sich für die Antriebswelle das gleiche Bild ergeben wie oben. Die Widerstände (Widerstandsleistung) am Abtrieb wären jedoch kleiner als die vom Getriebe übertragene Leistung. Dadurch wäre die Drehgeschwindigkeit der Abtriebswelle 3 nach jedem ganzen Zyklus (Zeitpunkte (a)) etwas höher als davor, wodurch die Zeitpunkte, bei welchen die Kopplungsmittel 7 und 8 durch die Steuerung geöffnet und geschlossen werden müssen, von Zyklus zu Zyklus laufend leicht angepasst werden müssen.
Im Betriebsfall 3 wäre die vom Antrieb (Motor) auf die Antriebswelle 2 eingebrachte Leistung etwas kleiner als die vom Getriebe aufgenommene mittlere Leistung (Energie pro Zeit), wodurch die Drehgeschwindigkeit der Antriebswelle 2 nach dem ganzen Zyklus (nachfolgende Zeitpunkte (a)) kleiner wäre als zu Beginn (erster Zeitpunkt (a)), also insgesamt abnehmen würde. An der Abtriebswelle 3 wären die Verhältnisse weiterhin konstant wie in Betriebsfall 1. Auch hier müssten die Zeitpunkte bei welchen die Kopplungsmittel 7 & 8 durch die Steuerung geöffnet und geschlossen werden, von Zyklus zu Zyklus laufend angepasst werden.
Die Veränderung des Übersetzungsverhältnisses wird also nicht über eine mechanische Krafteinwirkung auf ein Bauteil (Hebel) wie bei anderen stufenlosen Getrieben eingeleitet, sondern durch verändern der Schaltzeitpunkte der Kopplungen und dadurch der übertragenen durchschnittlichen Leistungen. Sie werden also durch die Steuerung vorausberechnet und geführt, weshalb das Getriebe als "mechatronisch" bezeichnet wird.
Vorzugsweise sind die Drehgeschwindigkeiten in den Schritten (a) und/oder (d) nahezu oder gleich null. Um zudem keinen ruckartigen Antrieb zu spüren, sollte das erfindungsgemässe Verfahren möglichst so schnell durchgeführt werden, dass ein kompletter Zyklus von einem Schritt (a) bis zum nächsten Schritt (a) typischerweise für Automobile höchstens 50 ms dauert. Für Lastwagen ist dieser Wert höher und liegt bei etwa 100 ms, da Lastwagen mehr träge Masse aufweisen. Ein kompletter Zyklus sollte entsprechend höchstens so lange dauern, dass im Antriebsstrang und dem Fahrzeug keine unerwünscht tiefen Vibrations-Frequenzen angeregt werden.
Die Zeit zum Koppeln und Entkoppeln sollte dabei jeweils höchstens ein Hundertstel der Periodendauer, damit etwa höchstens 0.5 ms bis 1 ms dauern, damit die Voraussetzung, dass beide Kopplungspartner beim Koppeln gleich schnell drehen, erfüllt ist. Die Steuerung muss bei diesem Vorgang den Zeitpunkt (b) so festlegen dass die übertragene Energie gleich der geforderten Leistung multipliziert mit der Zeitdauer vom ersten (a) zum nächsten (a) entspricht.
Erfindungsgemäss kann bei einem Bremsvorgang auf dieselbe Weise Energie zurückgewonnen werden, indem das Schwungrad 4 von der abtriebseitigen Welle 3 angetrieben wird. Entsprechend wird dann die Antriebswelle 2 zur Abtriebswelle 3 und umgekehrt. Mit der erzeugten Energie kann beispielsweise ein Generator betrieben werden, der schliesslich Energie in einer Batterie abspeichert. Alternativ dazu kann ein weiteres Schwungrad (nicht dargestellt) angetrieben werden, von dem bei Bedarf wieder auf dieselbe Art Energie entnommen wird.
Die hier beschriebenen Teilschritte des vollständigen Zyklus können bei beliebigen Verhältnissen der Antriebsdrehgeschwindigkeit zur Abtriebsdrehgeschwindigkeit stattfinden. Somit kann die Leistungsübertragung bei beliebigen Übersetzungsverhältnissen stattfinden. Das Getriebe verhält sich wie ein stufenloses Getriebe.
Im Gegensatz zu anderen Ausführungen von stufenlosen Getrieben, bei welchen das Übersetzungsverhältnis durch Krafteinwirkung auf gewisse Bauteile (Hebel) und dadurch ausgelöste Drehmomentungleichgewichte verändert wird, werden hier durch die Steuerung die Zeitpunkte (b) und (c) zeitlich verschoben, wodurch (durchschnittlich über den ganzen Zyklus) ein verändertes Drehmoment übertragen wird, was schlussendlich zu einer Beschleunigung oder Verzögerung von Antrieb und/oder Abtrieb und somit zu einer Übersetzungsänderung führt.
Befindet sich dieses Getriebe im eingangs beschriebenen Betriebsfall 1, ist durch die Getriebesteuerung die von der Antriebswelle aufgenommene durchschnittliche Leistung (über einen Zyklus) gerade gleich der durchschnittlichen vom Antrieb (Motor) auf die Antriebswelle abgegebenen Leistung zu halten. Dadurch ändert die durchschnittliche Drehgeschwindigkeit der Antriebswelle von Zyklus zu Zyklus nicht. Ebenso ist die (bei Vernachlässigung von Verlusten, gleiche) über den Zyklus durchschnittliche, an die Abtriebswelle abgegebene Leistung gleich der Widerstandsleistung zu halten, damit die durchschnittliche Drehgeschwindigkeit der Abtriebswelle nicht ändert. Unabhängig davon muss die Antriebssteuerung (Motorsteuerung) dafür sorgen, dass die vom Antrieb (Motor) abgegebene Leistung mit der Widerstandsleistung im Gleichgewicht ist.
Im Betriebsfall 2 ist durch die Getriebesteuerung die durchschnittliche vom Getriebe aufgenommene Leistung gleich der vom Antrieb (Motor) auf die Antriebswelle abgegebene Leistung zu halten. Im verlustfreien Fall wird die gleiche Leistung an den Abtrieb abgegeben. Da diese Leistung grösser ist als die Widerstandsleistung am Fahrzeug, beschleunigt der Abtrieb. Die Getriebesteuerung muss aufgrund der somit von Zyklus zu Zyklus ändernden Abtriebsdrehgeschwindigkeit dafür sorgen, dass das abgegebene durchschnittliche Drehmoment zusammen mit der aktuellen Abtriebsdrehgeschwindigkeit die (konstante) Antriebsleistung ergibt.
Im Betriebsfall 3 ist durch die Getriebesteuerung die durchschnittliche vom Getriebe abgegebene Leistung gleich der Widerstandsleistung zu halten, damit die Abtriebsdrehgeschwindigkeit konstant bleibt. Im verlustfreien Fall muss die gleiche Leistung vom Antrieb aufgenommen werden. Diese durchschnittliche Leistung ist grösser als die vom Antrieb (Motor) erzeugte Leistung wodurch die Antriebswelle verzögert wird. Die Getriebesteuerung muss aufgrund der von Zyklus zu Zyklus ändernden Antriebsdrehgeschwindigkeit dafür sorgen, dass das aufgenommene durchschnittliche Drehmoment zusammen mit dieser
Antriebsdrehgeschwindigkeit die abzugebende Leistung ergibt. Gleichzeitig muss die Antriebssteuerung (Motorsteuerung) dafür sorgen, dass die vom Antrieb erzeugte Leistung kleiner ist als die abzugebende Leistung.
Für die Betrachtung der Vorgänge innerhalb eines Zyklus können die Drehgeschwindigkeiten von Antrieb und Abtrieb auf Grund der grossen Massenträgheiten als annähernd konstant betrachtet werden. Erst über ganze bzw. mehrere Zyklen entwickelt sich bei einem Leistungsungleichgewicht (Momentenungleichgewicht) an einer der Wellen eine namhafte Veränderung der Drehgeschwindigkeit.
Unabhängig davon ist dieses Getriebe in der Lage sehr schnell (innerhalb eines Zyklus) solche Ungleichgewichte zu erzeugen und somit eine der Wellen (typischerweise die Antriebswelle) rasch zu beschleunigen oder zu verzögern, also das Übersetzungsverhältnis rasch zu ändern, da die übertragene Leistung von einem Zyklus auf den andern verändert werden kann. Im Gegensatz zu den stufenlosen Reibrad- und Kettengetrieben entstehen während solchen transienten Vorgängen zudem keine erhöhten Getriebeverluste. Weiter kann dieses stufenlose Getriebe, wie alle Getriebe, bei jedem Übersetzungsverhältnis Drehmomente vom Maximalwert bis zum Wert Null und sogar bis zu einem negativen Maximalwert übertragen. Während bei vielen Getrieben dazu keine Einflussnahme nötig ist, müssen hier die Zeitpunkte (b) und (c) synchron passend verschoben werden. Zum Beispiel kann bei einer Fahrt auf einem welligen Strassenverlauf mit konstanter Geschwindigkeit in der Steigung Leistung übertragen werden und im Gefälle die Leistung auf null oder negative Werte zurück genommen werden. Es ist dabei unerheblich ob der Antrieb (Motor) seine Drehgeschwindigkeit konstant hält oder variiert.
Dieses stufenlose Getriebe kann auch verwendet werden um anzufahren, das heisst um die Abtriebswelle aus dem Stillstand zu beschleunigen. Dazu müssen die beiden Kupplungsmittel 7 & 8 zu einem Zeitpunkt geschlossen werden, wo der Schwenkkörper 5 bei drehender Antriebswelle gerade eine Drehgeschwindigkeit Null aufweist. Es ist auch denkbar, dass die Kupplungsmittel 7 & 8 während dem Anwerfvorgang des Antriebs geschlossen sind, währen eine im Abtrieb nachgeschaltete Gleitkupplung (entsprechend der Kupplung eines manuellen Schaltgetriebes) geöffnet ist und dass beim Anfahren diese Gleitkupplung so geschlossen wird, dass die Last auf eine Minimaldrehgeschwindigkeit beschleunigt wird, während die Abtriebswelle des Getriebes über einer minimalen Drehgeschwindigkeit gehalten wird.
Bezugszeichenliste
1 Mechatronisches Getriebe
2 Antriebswelle
3 Abtriebswelle
4 Schwungrad
5 erster Schwenkkörper
6 zweiter Schwenkkörper
7 erstes Kopplungsmittel
8 zweites Kopplungsmittel
9 erstes Schubelement / erste Schubstange
10 zweites Schubelement / zweite Schubstange
11 Kurbel an erstem bzw. zweitem Schwenkkörper
1 Kurbel an Antriebs- bzw. Abtriebswelle
12 Sensoren
13 Steuereinheit
20 Drehgeschwindigkeit des ersten Schwenkkörpers 5
21 Drehgeschwindigkeit des zweiten Schwenkkörpersö
23 Drehgeschwindigkeit des Schwungrades 4
A Achse des Getriebes
Bl, B2 Wellenachse von Antriebs- resp. Abtriebswelle
Cl, C2, C3, C4 Drehachse einer Kurbel
LI, L2, L3, L4 Kurbellänge einer Kurbel, exzentrischer Versatz
(a) Kopplung des ersten Schwenkkörpers mit dem Schwungrad (b) Entkopplung des Schwungrades, Freilauf
(c) Kopplung des Schwungrad mit dem zweiten Schwenkkörper
(d) Entkopplung des Schwungrades, Freilauf

Claims

Patentansprüche
Getriebe (1) zur Übertragung eines Drehmomentes bzw. einer Leistung von einer Antriebswelle (2) auf eine Abtriebswelle (3) bei stufenlos einstellbarem Übersetzungsverhältnis, umfassend ein auf einer Achse (A) axial gelagertes Schwungrad (4), sowie umfassend einen ersten und einen zweiten Schwenkkörper (5, 6), die angrenzend an das Schwungrad (4) auf der Achse (A) schwenkbar gelagert angeordnet sind, sowie umfassend erste und zweite Kopplungsmittel (7, 8) zum Erzeugen und Aufheben einer drehfesten, flächigen, kraftschlüssigen ersten und zweiten Kopplung zwischen jeweils einem der Schwenkkörper (5, 6) und dem Schwungrad (4), wobei an jedem Schwenkkörper (5, 6) exzentrisch ein erstes resp. zweites Schubelement (9, 10) rotierbar angebracht ist, wobei jedes Schubelement (9, 10) wiederum exzentrisch an der Antriebswelle (2) resp. Abtriebswelle (3) rotierbar anbringbar ist, sodass die Schubelemente (9, 10) im Gebrauch Drehbewegungen der Wellen (2, 3) in Schwenkbewegungen der Schwenkkörper (5, 6) wandeln und umgekehrt, dadurch gekennzeichnet, dass, das Getriebe mit einer Steuereinheit (13) und mehreren Sensoren (12) verbunden ist, wobei die Sensoren (12) zur Bestimmung von absoluten und/oder relativen Drehgeschwindigkeiten vom Schwungrad (4) und dessen benachbarten Schwenkkörpern (5, 6) dienen, sodass die Steuereinheit (13) aufgrund der ermittelten Drehgeschwindigkeiten zu geeigneten Zeitpunkten das Erzeugen ((a), (c)) und das Aufheben ((b), (d)) der Kopplung mittels der Kopplungsmittel (7, 8) auslösen kann, womit die Kopplungsmittel (7, 8) zu frei wählbaren Zeitpunkten koppelbar bzw. entkoppelbar sind.
Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass jedes Schubelement (9, 10) wellenseitig an einer Kurbel (11) rotierbar angebracht ist, die auf einer Welle (2, 3) fest angebracht werden kann oder angebracht ist, wobei die Kurbellänge (LI, L2) den exzentrischen Versatz an der Welle (2, 3) festlegt, und wobei an jedem Schubelement (9, 10) der exzentrische Versatz (LI, L2) an der Welle (2, 3) kleiner ist als der exzentrische Versatz (L3, L4) am Schwenkkörper (5, 6).
Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass eine oder beide Kopplungsmittel (7, 8) eine magnetische Kupplung zwischen einem der Schwenkkörper (5, 6) und dem Schwungrad (4) erlauben.
Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass eine oder beide der Kopplungsmittel (7, 8) eine mechanische Kupplung mit einem Anpressmechanismus zwischen jeweils einem der Schwenkkörper (5, 6) und dem Schwungrad (4) erlauben.
Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Kupplung der Kopplungsmittel (7, 8) mittels einer elektrostatischen oder Theologischen Kraftverbindung hergestellt wird.
Getriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch mindestens ein zweites mechatronisches Getriebe (1), das derart symmetrisch zum ursprünglichen mechatronischen Getriebe (1) zwischen der Antriebswelle (2) und der Abtriebswelle (3) angeordnet werden kann, dass im Betrieb die Gesamtunwucht auf die Antriebswelle, die Abtriebswelle und ein umgebendes Gehäuse minimiert wird.
7. Getriebe nach Anspruchö, dadurch gekennzeichnet, dass alle montierten mechatronischen Getriebe (1, 1) im Betrieb auf dasselbe Schwungrad (4) wirken.
8. Getriebe nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass antriebsseitig und abtriebsseitig unterschiedliche Ausführungen mit jeweils unterschiedlichen festen Übersetzungen ausgeführt sind, womit die Spreizung des Getriebes erhöht wird.
9. Getriebe nach einem der Ansprüche 2 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Kurbellängen (LI, L2) kontinuierliche verstellbar ausgestaltet sind, sodass die Maximalgeschwindigkeiten der Schwenkbewegungen der Schwenkkörper (5, 6) aufeinander abstimmbar sind.
10. Verfahren zur Übertragung eines Drehmomentes bzw. einer Leistung von einer Antriebswelle (2) auf eine Abtriebswelle (3) bei stufenlos einstellbarem Übersetzungsverhältnis unter Verwendung eines Getriebes (1), wobei
(a) bei einer tiefen Drehgeschwindigkeit des ersten Schwenkkörpers (5) der erste Schwenkkörper (5) an das Schwungrad (4) gekoppelt wird, sobald beide exakt dieselbe Drehgeschwindigkeit aufweisen, um das Schwungrad (4) zu beschleunigen; (b) bei einer höheren Drehgeschwindigkeit des ersten Schwenkkörpers (5) das Schwungrad (4) vom ersten Schwenkkörper (5) entkoppelt wird, um das Schwungrad (4) mit annähernd konstanter Drehgeschwindigkeit im Freilauf weiterdrehen zu lassen;
(c) gewartet wird, bis die Drehgeschwindigkeit des zweiten Schwenkkörpers (6) in der Sinkphase ist, und das Schwungrad (4) an den zweiten Schwenkkörper (6) gekoppelt wird, sobald die Drehgeschwindigkeit des zweiten Schwenkkörpers (6) exakt so gross ist wie die des Schwungrades (4), um Energie des Schwungrades (4) durch die Abnahme der Drehgeschwindigkeit auf den zweiten Schwenkkörper (6) zu übertragen, wodurch die Abtriebswelle (3) angetrieben wird;
(d) bei einer tiefen Drehgeschwindigkeit des zweiten Schwenkkörpers (6) der zweite Schwenkkörper (6) vom Schwungrad (4) entkoppelt wird, wodurch das Schwungrad (4) mit niedriger Drehgeschwindigkeit im Freilauf weiterdreht, bis wieder mit Schritt a) fortgefahren wird.
11. Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehgeschwindigkeiten in den Schritten (a) und/oder (d) nahezu oder gleich null sind.
12. Verfahren nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass ein kompletter Zyklus von (a) bis zum nächsten (a) höchstens 100ms, bevorzugt höchstens 50 ms dauert. 13. Verfahren nach einem der Ansprüche 10 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Zeit zum Koppeln und Entkoppeln zu Beginn der Schritte (a) bis (d) jeweils höchstens 1 ms, bevorzugt 0.5 ms dauert und höchstens 1/100 der Schwingungsdauern der Schwenkkörper (5, 6) beträgt.
14. Verfahren nach einem der Ansprüche 10 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass bei einem Bremsvorgang auf dieselbe Weise Energie zurückgewonnen wird, indem das Schwungrad (4) von der Abtriebswelle (3) angetrieben wird.
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