Die Erfindung bezieht sich auf eine Vorrichtung zur form¬ schlüssigen Übertragung bzw. Umwandlung von Kräften und Bewe¬ gungen. Derartige mechanische Vorrichtungen lassen sich als Getriebe, Kupplungen, Differentiale (Ausgleichsgetriebe) und Bremsen nutzen.

Formschlüssige Getriebe zur Übertragung gleichförmiger Drehbewegungen sind in der Regel als Verzahnungsgetriebe aus¬ geführt. Deren Nachteile sind der vergleichsweise noch große Bauraum und gewisse Grundbedingungen, die für alle bisherigen Zahnradgetriebe gültig sind. So gelten für Planetengetriebe mit den Wellen Wl , W2 und Ws die Drehzahlhauptgleichung eines Planetengetriebes : z = (nl - ns)/(n2 - ns) , (1) wobei z = Bauverhältnis des Getriebes und ni = Drehzahl der Welle Wi;

Ml + M2 + Ms = 0, (2) wobei Mi = Drehmoment an Welle Wi;

M2/M1 = -z; (3) und die Leistungsgleichgewichtsgleichung Pl + P2 +Ps = 0, (4) wobei Pi = Leistung an Welle Wi.

Eine andere Möglichkeit besteht darin, Kräfte und Bewe¬ gungen mit Hilfe von Kurvengetrieben zu übertragen.

Aus DE 35 05 396 AI ist ein Getriebe bekannt, bei dem auf dem Mantel einer antreibenden Trommel Nuten in einem Winkel ungleich 90° zur Achse angebracht sind, in denen Kugeln rol¬ len. In der Abtriebswelle sind axial bewegliche Hubkörper mit halbkugelförmigen Lagerschalen gelagert, in die die Kugeln eingreifen. Haben An- und Abtriebswelle ein Drehzahlverhältnis ungleich 1, so rollen die Kugeln in den Nuten entlang und be¬ wegen die Hubkörper hin und her. Durch hydraulische Kraftein¬ wirkung auf die Hubkörper läßt sich das von der An- auf die Ab-

triebswelle fließende Drehmoment beeinflussen.

Ein Nachteil dieses Getriebes ist es, daß das Glied, auf welches die gesteuerte Krafteinwirkung erfolgt, drehfes mit den hin- und hergehenden Hubkörpern verbunden ist und daher mit diesen umläuft. Eine derartige Steuerung läßt sich daher nur unter großem Aufwand realisieren.

Ein zweiter Nachteil dieses Getriebes besteht darin, daß damit keine Übersetzung des Drehmoments möglich ist. Das Dreh¬ moment an der Abtriebswelle ist stets gleich dem Drehmoment an der Antriebswelle. Damit stellt ein solches Getriebe eine

Kupplung dar. Zu einer Drehmomentübersetzung wäre ein drittes Getriebeelement notwendig, um ein Stützmoment Ms einleiten zu können; vgl. die obige Gleichung (2) .

Hier schafft die Erfindung Abhilfe. Sie ermöglicht zum einen eine gesteuerte Krafteinwirkung auf nicht umlaufende

(sondern im Gehäuse axial oszillierende) Getriebeelemente, was eine einfache Steuerung ermöglicht. Zum anderen gestattet es die Erfindung, steuerbare Getriebe mit drei Momentwellen zur echten Drehmomentübersetzung zu realisieren. Diese Getriebe können sowohl als herkömmliche Umlaufgetriebe gebaut werden, die sogar spielfrei ausgeführt werden können, wie auch als Um¬ laufgetriebe, die eine andere Drehzahlhauptgleichung als her¬ kömmliche Planetengetriebe aufweisen, oder aber in Zahnrad- Planetengetrieben zur Drehzahlsteuerung des Planetenrades ein- gesetzt werden.

Dies wird dadurch erreicht, daß das Getriebe drei ko- oder parallelachsige Getriebeelemente enthält, von denen eines mit Axialschlitzen versehen ist, in denen Eingriffsglieder axial hin- und herbewegbar sind, und die Eingriffsglieder so wirken daß im Leistungsfluß festlegbare (selbsthemmende) Ge¬ triebe realisierbar werden und/ oder eine Steuerung der vom Getriebe übertragenen Drehmomente oder Änderung der Drehzahl¬ verhältnisse der Getriebewellen gestatten.

Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in .den Zeichnun- gen gezeigt. Darin zeigen

Figur 1 ein Getriebe in perspektivischer Sicht, Figur 2 eine Kupplung mit Rückgewinn der bisherigen Kupp¬ lungsverluste durch Federn,

Figur 3 das gleiche Kupplungsprinzip in anderer Ausfüh¬ rung,

Figur 4 eine Anordnung mit Kupplungen gemäß Figur 2 und 3 zum Ausgleich von unterschiedlichen Drehzahlen von An- und Ab- triebswelle,

Figur 5 eine als Kupplung oder Getriebe verwendbare Anord¬ nung mit gerichtetem Leistungsfluß,

Figur 6 eine Getriebeschaltung mit einem Getriebe gemäß Figur 5, Figur 7 eine Getriebeanordnung mit der Drehzahlhaupt¬ gleichung nl - n2 = z.n3,

Figur 8 eine andere Getriebeanordnung mit der neuen Dreh¬ zahlhauptgleichung,

Figur 9 eine Getriebeanordnung für ein steuerbares Sperr- differential,

Figur 10 eine Getriebeanordnung für ein stufenlos ver¬ stellbares Getriebe,

Figur 11 eine Getriebeanordnung für ein aktiv steuerbares Differential, und Figur 12 eine Getriebeanordnung für eine Anfahrkupplung.

Figur 1 dient der Verdeutlichung des räumlichen Aufbaus des erfindungsgemäßen Getriebes anhand eines Umlaufgetriebes des Bauverhältnisses z = -1 (Differential) . Die beiden Ab¬ triebswellen 1, 2 des Differentials sind mit entgegengesetzt oszillierenden Wulstkurven 3, 4 gleicher Phasenzahl versehen. Um die beiden Abtriebswellen 1, 2 liegt die Antriebswelle 5 des Differentials, die eine Schlitz 6 aufweist. Im Schlitz 6 ist ein Eingriffskörper 7 hin und her verschiebbar, der mit Rädern 8 an den Wulstkurven 3, 4 der Abtriebswellen 1, 2 rollt.

Wird die Antriebswelle 5 gedreht und ist das Drehmoment an den beiden Abtriebswellen 1, 2 gleich, so bleibt der Ein¬ griffskörper 7 im Schlitz 6 unbewegt. Die beiden Abtriebswel¬ len 1, 2 haben dann die Drehzahl der Antriebswelle 5. Hat eine der beiden Abtriebswellen ein größeres Drehmoment als die an¬ dere, so hat sie das Bestreben langsamer zu drehen. Der Ein¬ griffskörper 7 wird dann im Schlitz 6 hin- und herbewegt und dreht damit die Welle mit dem geringeren Drehmoment nach vorn.

Man beachte, daß bei spielfreier Führung des Eingriffskörpers 7 im Schlitz 6 und der Räder 8 entlang der Wulstkurven 3 , 4 das Getriebe spielfrei wird.

Figur 2 zeigt das Prinzip für eine erfindungsgemäße Kupp¬ lung mit Rückgewinn der bisherigen Kupplungsverluste. Die An¬ triebswelle 40 enthält eine oszillierende Nut 41, in der eine Kugel 46 als Eingriffskörper liegt. Die Abtriebswelle 42 liegt koaxial zur Antriebswelle 40 und greift mit einem Rohr um die¬ se. In dem Rohr ist ein Schlitz 43, in dem die Kugel 46 hin- und herrollen kann. Um An- und Abtriebswelle liegt ein weite¬ res Rohr 44 mit einer ringförmigen Innennut 45, in die eben¬ falls die Kugel 46 eingreift. Das Rohr 44 ist gegen die Kraft von Federn axial hin- und herbewegbar. Durch axiales Verstel¬ len von im übrigen gehäusefesten Einstellringen 48 kann die Federkraft verändert werden.

Diese Kupplung arbeitet folgendermaßen. Ist das Antriebs¬ moment genügend klein, so reichen die erzeugten Querkräfte nicht aus, um die Federn 47 durchzudrücken. An- und Abtriebs¬ welle 40, 42 sind gekuppelt. Ist das Abtriebsmoment genügend groß, so drückt es die Federn 47 zusammen, und die Kupplung rutscht durch.

Figur 3 zeigt das gleiche Kupplungsprinzip mit einer An¬ triebswelle 50, in der sinusförmige Nuten 51 ausgebildet sind, und einer Abtriebswelle 52, die die Antriebswelle 50 umgreift. Der Eingriffskörper 53 ist dabei ein Ring mit Dornen 54, die in die Nuten 51 eingreifen. Der Eingriffskörper 53 gleitet in einem Schlitz der Abtriebswelle 52 hin und her. Ferner greift er mit einem ringförmigen Wulst 55 gleitend in eine Ringnut 56 eines dritten Getriebeelements 57 ein. Dieses Getriebeelement 57 ist über Federn 49 gegenüber im Gehäuse 60 axial verschieb¬ baren Bauteil abgestützt und greift mit Dornen 58 in axiale Nuten 59 im Gehäuse 60 ein; es ist daher nur axial beweglich.

Figur 3 dient vor allem dem Verständnis der nachfolgenden Getriebeanordnungen. Bisherige Sicherheitskupplungen (Rutsch- kupplungen) wandeln beim Durchrutschen mechanische Energie in nicht nutzbare Wärmeenergie um. Der mechanischen Antriebslei- stung Pan = Man . nan . 2π steht die mechanische Abtriebslei¬ stung Pab = -Man . nab . 2π gegenüber. Die Differenzleistung

Pan - Pab wird in der Kupplung in Wärmeenergie verwandelt. Beim Kupplungsprinzip nach Figur 2 und 3 wird die bisherige "Verlustenergie" von den Federn 47 bzw. 49 gespeichert und bei deren Entspannung zurückgegeben.

Der Leistungsfluß kann wie folgt skizziert werden. Wenn M das durchschnittliche Drehmoment ist, welches man benötigt, um die Federn zusammenzupressen, dann wirkt es beim Zusammenpres¬ sen bremsend auf die Antriebswelle und beschleunigend auf die Abtriebswelle. Beim Entspannen wirkt es gerade umgekehrt. Wäre die Zeit des Zusammenpressens und Entspannens gleich, so könn¬ te man keine Leistung von der An- auf die Abtriebswelle über¬ tragen. Wenn tl die Zeit für das Zusammenpressen und t2 die Zeit für das Entspannen der Federn ist, dann wirkt an der Ab¬ triebswelle der Impuls M . tl beschleunigend und M . t2 bre - send. Das während einer Sinusphase wirkende durchschnittliche Drehmoment Md an der Abtriebswelle berechnet sich dann aus

Md = M . (tl - t2)/(tl + t2) . (5)

Durch unterschiedliche Steilheiten der Sinuskurven für die Zu¬ sammenpreß- und Entspannungsphase läßt sich diese Zeitdiffe- renz zusätzlich positiv beeinflussen. Darüber hinaus ist in Figur 4 ein Schwungrad mit periodischer Änderung des Massen¬ trägheitsmoments als Energiespeicher dargestellt und weiter unten erläutert.

Figur 4 zeigt eine Anwendung der erfindungsgemäßen Kupp- lung. Bei Kraftfahrzeugen werden eine Reihe von Hilfsaggrega¬ ten von der Motorwelle angetrieben (Schmierölpumpe, Lichtma¬ schine, Hilfspumpen usw) . Das heißt, obwohl sie ihre Arbeit bereits bei niedrigster Motordrehzahl erfüllen müssen, steigt ihre Drehzahl linear mit der Motordrehzahl. Sie nehmen also Leistung auf, die für ihre befriedigende Arbeit im Motor nicht notwendig wäre.

Würde man z.B. eine Kreiselpumpe in Verbindung mit einer erfindungsgemäßen Kupplung einsetzen, könnte man die Schmier¬ ölpumpe sehr klein und wirtschaftlich gestalten. Die Lei- stungsaufnahmekurve einer Kreiselpumpe steigt exponentiell mit der Pumpendrehzahl an. Für einen Verbrennungsmotor mit starken Drehzahlunterschieden ist sie daher bislang ungeeignet.

Schließt man nun eine derartige Kreiselpumpe 61 mit der

erfindungsgemäßen Kupplung 62 an eine Motorwelle 63 an, so wird ab einer bestimmten Pumpendrehzahl die Kupplung durchrut¬ schen. Als Energiespeicher wirkt ein Schwungrad 65, welches an der Pumpenwelle 64 fest ist und bei dem Massen 66 in Abhängig- keit von der Kupplungs- bzw. Federstellung radial nach innen oder außen bewegt werden, wodurch das Trägheitsmoment des Schwungrades 65 geändert wird.

Figur 5 zeigt das Prinzip eines Getriebes mit gerichtetem Leistungsfluß. Derartige mechanische Getriebe sind bisher nur als Schneckenradgetriebe und andere hoch übersetzende Getriebe mit Selbsthemmung bekannt. Durch unterschiedliche Steilheit (Verhältnis von Amplitude zu Phasenlänge) zweier Sinuskurven läßt sich diese Selbsthemmung einfach realisieren. Bei glei¬ chem Wellenumfang haben Sinuskurven mit unterschiedlicher Pha- senzahl und gleicher Amplitude unterschiedliche Steilheit. Mit dem erfindungsgemäßen Getriebe wird es abe>r auch möglich, Kupplungen (1:1 Übersetzungen) mit Selbsthemmung zu realisie¬ ren.- Dies dient der Sicherheit und der Präzision.

An der Antriebswelle 70 ist eine sinus urvenförmige Nut 71 auf einem großen Zylinderumfang ausgebildet. Die Steilheit dieser Sinuskurve ist daher gering. An der Abtriebswelle 72 ist eine sinus urvenförmige Nut 73 auf einem kleinen Zylinder¬ umfang vorgesehen. Die Steilheit dieser Sinuskurve ist groß. In An- und Abtriebswelle 70, 72 greifen Eingriffskörper 75 ein, die in Schlitzen 77 im Gehäuse 76 hin und her verschieb¬ bar sind und den Durchmesserunterschied überbrücken.

Dreht man die Antriebswelle 70, so erfolgt der Kraftfluß vom großen Umfang auf den kleinen. Die Axialkraft am Ein¬ griffskörper 75 ist ein Vielfaches der Umfangskraft an der An- triebswelle 70. An der Abtriebswelle 72 ist die Umfangskraft ein Vielfaches der Axialkraft. Die Abtriebswelle 72 wird daher mitgedreht. In umgekehrter Richtung ist kein Leistungsfluß möglich, da durch Reibung das Getriebe stehenbleibt. Ein der¬ artiges Getriebe kann auch spielfrei gestaltet werden. Damit ist es für Präzisionsantriebe sehr gut geeignet (Verlassen einer genau angefahrenen Position nur durch aktive Verstel¬ lung) .

Figur 6 zeigt die Schaltung einer derartigen Kupplung in

Verbindung mit einem Hydromotor. Zwischen dem Hydromotor 80 und der Arbeitsmaschine 82 ist das Getriebe 81 der Figur 5 an¬ geordnet. Leckageverluste des Hydromotors 80 und die Kompres¬ sibilität des Hydrauliköls können nicht dazu führen, daß sich die Welle der Arbeitsmaschine 82 von selbst verstellt.

Figur 7 zeigt ein erfindungsgemäßes Getriebe mit der Drehzahlhauptgleichung nan - nab = ns. (6)

Eine derartige Drehzahlhauptgleichung ist mit bekannten Um- laufgetrieben nicht realisierbar. Die Antriebswelle 90 hat zwei einphasige sinusförmige Nuten 91, 92 (schräge Ringnuten), in die Dornen 93 eines Eingriffkörpers 94 eingreifen. Der Ein¬ griffskörper 94 gleitet in Schlitzen 95 der Abtriebswelle 96. Ein ringförmiger Wulst 97 ist in einer ringförmigen Nu7 98 des dritten Getriebeelements, einer ringförmigen Hülse 99, dreh¬ bar. Somit entsprechen diese Teile den analogen Teilen der Figur 3.

Die Hin- und Herbewegung der Hülse 99 bei ungleichen Drehzahlen von An- und Abtriebswelle wird zum Antrieb einer v/eiteren Welle genutzt. In Figur 7 wird über einen Kurbelwel¬ lenantrieb 100 ein Rad 101 mit der Drehzahl ns gedreht.

Figur 8 zeigt ein ähnliches Getriebe, bei dem der Ein¬ griffskörper 115 in eine oszillierende Nut 119 in der An- triebsweele 113 eingreift. Ferner greift hier eine Hülse 110 mit Dornen in eine oszillierende Kurve 111 im Gehäuse 112 ein. Durch Hin- und Herbewegung des Eingriffskörpers 115 bei rela¬ tivem Verdrehen von Antriebswelle 113 und Abtriebswelle 114 wird die Hülse 110 in der oszillierenden Kurve 111 entlangbe¬ wegt und daher gedreht. Die Hülse 110 wiederum greift mit Ein- griffskörpern 116 in Schlitze 117 der mit der Drehzahl ns ro¬ tierenden Stützwelle 118. Somit führen nur der Eingriffskörper 115 und die Hülse 110 oszillierende und drehende Bewegungen aus. Die drei Wellen 113, 114, 118 des Getriebes v/erden aus¬ schließlich gedreht. Derartige Getriebe sind prädestiniert zum Einsatz in Drehmomentwandlern. Ist die Abtriebswelle 96 bzw. 114 der Kupplung kraftschlüssig mit dem Versteilmotor eines hydrosta¬ tischen Getriebes verbunden und die Stützwelle 111 bzw. 118

mit einer Konstantpumpe, die zu einem Hydromotor fördert, dann ist damit ein äußerst wirtschaftliches Hydraulikgetriebe rea¬ lisierbar. Ist der Hydromotor in Nullstellung (Schluckmenge = 0) , so kann die Pumpe nicht gedreht werden. Das Getriebe ist durchgekuppelt. Ist der Hydromotor ausgeschwenkt, so dreht die Abtriebswelle langsamer als die Antriebswelle und die Pumpe wird gedreht.

Der Vorteil einer derartigen Getriebeanordnung liegt da¬ rin, daß nur ein Teil der Antriebsleistung über das hydrosta- tische Getriebe und der Rest als Kupplungsleistung mit hohem Übertragungswirkungsgrad über ein kompaktes mechanisches Ge¬ triebe fließt. Daher ist ein kleines hydrostatisches Getriebe einsetzbar, und der Getriebewirkungsgrad wird durch den hohen Anteil an Kupplungsleistung sehr hoch. Figur 9 zeigt die Anwendung des erfindungsgemäßen Ge¬ triebes zur Steuerung eines Sperrdifferenbials. Die über die Kardanwelle 120 angetriebene Antriebswelle 121 des Differen¬ tials ist mit der Antriebswelle 122 des erfindungsgemäßen Ge¬ triebes 123 verbunden, und die eine Abtriebswelle 124 des Dif- ferentials ist Abtriebswelle des Getriebes 123. Das Stützrad

125 ist im Gehäuse 126 gelagert. Bei gleicher Drehzahl von An- und Abtriebswelle 121, 122 des Differentials steht das Stütz¬ rad 125 still. Verdrehen sich An- und Abtriebswelle 121, 122 des Differentials relativ zueinander, so dreht auch das Stütz- rad 125. Über eine Bremse oder Reibkupplung können die Stütz¬ raddrehzahl und damit die relative Verdrehung von An- und Ab¬ triebswelle 121, 122 geregelt werden.

Figur 10 zeigt eine Anordnung zur Steuerung der Planeten- raddrehzahl eines Zahnradplanetengetriebes mit Hilfe des er- findungsgemäßen Getriebes. Dies ist mit herkömmlichen Getrie¬ ben nicht oder nur mit einem unvertretbaren Aufwand möglich.

Bei bisherigen Planetengetrieben werden die Planetenräder als frei mitlaufend angesehen. An ihnen herrscht daher ein Mo¬ mentengleichgewicht durch die von den Sonnenrädern eingebrach- ten Momente. Daraus resultiert z.B. die unbedingte Gültigkeit der Momentengleichungen für Planetengetriebe.

Durch Steuerung der Planetenraddrehzahl mittels des er- findungsgemäßen Getriebes kann ein zusätzliches Drehmoment

eingebracht werden. Insbesondere läßt sich zeigen, daß zwi¬ schen Planetenraddrehzahl und Stegwellendrehzahl ein funktio¬ naler Zusammenhang besteht. Verbindet man daher die Steuerwel¬ le zur Planetenraddrehung und die Stegwelle kraftschlüssig miteinander, so läßt sich ein günstiges stufenloses Verzwei¬ gungsgetriebe realisieren, bei dem nur ein geringer Leistungs¬ anteil über das stufenlose Getrieb (im folgenden "CVT-Getrie- be" = Continuous Variable Transmission) fließt.

Figur 10 zeigt ein Konzept für ein erfindungsgemäßes Ver¬ stellgetriebe mit Leistungsverzweigung. Dabei ist ein vierrä¬ driges Planetengetriebe 165 mit zwei Sonnenradwellen 166, 167, zwei Planetenrädern 168, 169 und einem Steg 170 eingesetzt. Am Steg 170 ist ein Räderpaar 171 gelagert, das von den Planeten¬ rädern 168, 169 getrieben wird und mit dem Steg 170 umläuft. Dieses Räderpaar 171 wiederum kann ein zu den Sonnenradwellen 166, 167 koaxiales Sonnenrad 172 treiben, _' das in seiner Welle 173 einen Schlitz 174 enthält, in dem ein Eingriffskörper 175 axial verschiebbar gelagert ist. Die Stegwelle 170 ist axial verlängert und enthält eine oszillierende Nut 176, in die der Eingriffskörper 175 mit einem Dorn 177 eingreift. Mit einem ringförmigen Wulst 178 greift der Eingriffskörper 175 ferner in eine ringörmige Nut 179 eines die drei Wellen 166, 170 und 173 umhüllenden Rings 180. Der Ring 180 wiederum greift mit einem Dorn 182 in eine oszillierende Nut 183 im Gehäuse 185. über Eingriffskörper 186 greift der Ring 180 außerdem in

Schlitze 187 eines vierten Sonnenrades 190 ein und steht mit diesem in drehfestem Kontakt.

Die Anordnung aus Steg 170 mit Nut 176, Sonnenrad 172 mit Welle 173 und Schlitz 174, Eingriffskörper 175 mit Dorn 177 und Wulst 178, Ring 180 mit Nut 179, Dorn 182 und Eingriffs¬ körpern 186, Gehäuse 185 mit Nut 183, und Sonnenrad 190 mit Schlitzen 187 entspricht genau dem Getriebe der Figur 8 mit der neuen Drehzahlhauptgleichung (6) .

Wird das Sonnenrad 190 über ein hydrostatisches Verstell- getriebe mit einem Verstellmotor 191 und einer Verstellpumpe 192 kraftschlüssig mit der Stegwelle 170 verbunden, so erhält man ein enorm günstiges stufenlos vestellbares Getriebe. Wenn z = Bauverhältnis des Zahnradplanetengetriebes,

i = eingestellte Übersetzung des Getriebes = nan/nab = = Mab/Man, dann ist

Ms = Drehmoment am Steg = (i-1) .Man, ns = Drehzahl der Stegwelle = (z.nab - nan)/(z-l) . Die über den Steg fließende Leistung Ps ist dann:

Ps = Ms.ns = (i-1) . (z.nab/nan-1) / (z-1) .Man.nan =

= Man.nan. (i-1) . ((z/i) -l)/(z-l) . (7)

Es läßt sich ähnlich kurz zeigen, daß der Leistungsfluß über die Planetenräder genau dieser Formel gehorcht.

Anmerkung: In den obigen Momentenformeln kann anstelle des Bauverhältnisses z nun das Übersetzungsverhältnis i einge¬ setzt werden, da die Planetenräder keinen Gleichgewichtszu¬ stand mehr erreichen müssen, sondern gezielt durch ein zusätz- liches Drehmoment gesteuert werden.

Wie man erkennt, ist der Leistungsfluß über das hydrosta¬ tische Getriebe gering. Für i = 1 und i = z fließt keine Lei¬ stung über das hydrostatische Getriebe. In jedem Fall ist der Leistungsfluß über das CVT-Getriebe gering.

Als Beispiel sei ein stufenlos verstellbares Getriebe mit einem Übersetzungsverhältnis von 1:1 bis 1:4 angeführt (z = 4) . Für dieses Getriebe gilt:

Übersetzungsverhältnis: 1:1,5 1:2 1:3 1:3,5

Leistungsfluß über hy¬ drostatisches Getriebe (% der Ges.leistung) : 0,28 0,33 0,22 0,12

Für einen Wandler mit einem Übersetzungsbereich von 1 :1 bis 1:2 gilt (z = 2) :

Übersetzungsverhältnis: 1:1,2 1:1,4 1:1,6 1:1,8 Leistungsfluß" über

Hydrostatik (in %) 0,1333 0,1714 0,15 0,08

Figur 11 zeigt ein steuerbares Differential zum gezielten Regeln der Drehzahlen der beiden Abtriebswellen. Ein derarti¬ ges Differential erbringt vor allem bei Kurvenfahren Vorteile gegenüber "steuerbaren Sperrdifferentialen". Bei Kurvenfahrten wirkt auf das kurveninnere Rad ein beschleunigender Kraftvek¬ tor von der Straße. Damit sinkt das Drehmoment an den beiden Abtriebswellen, und die gewünschte Leistung läßt sich nicht mehr auf die Straße bringen. Mit einer gezielten Drehzahlrege-

lung in Abhängigkeit von der Fahrzeuggeschwindigkeit und dem

Lenkradeinschlag läßt sich auch in Kurven stets die gewünschte Leistung auf die Straße bringen. Wenn man bei der Differenti¬ alfestlegung die Möglichkeit der Selbsthemmung berücksichtigt, so kann auch ein unterschiedliches Drehmoment an den Fahrzeug¬ rädern die eingestellten Drehzahlen nicht ändern.

Wieder wird ein erfindungsgemäßes Getriebe mit der neuen Drehzahlhauptgleichung (6) eingesetzt. Die Kardanwelle 200 des Fahrzeugs dreht die Antriebswelle 201 des Differentials. In Schlitzen 202 dieser Antriebswelle 201 liegen vier Eingriffs¬ körper, von denen in Figur 11 nur der untere 203 und der obere 204 zu sehen sind, die mit Dornen in oszillierende Nuten 222, 223 der beiden Abtriebswellen 207, 208 eingreifen. Die beiden weiteren (nicht sichtbaren) Eingriffskörper ligen in Blick- richtung vor bzw. hinter den Abtriebswellen 207, 208 und grei¬ fen in weitere oszillierende Nuten 224, 22-5 in diesen ein. Mit einem anderen Dorn oder ringförmigen Wulst greifen die Ein¬ griffskörper 203, 204 in Ringnuten von Hülsen 212, 213 ein, während die beiden weiteren, in Figur 11 nicht sichtbaren Ein- griffskörper in die Hülsen 210, 211 eingreifen. Die Hülsen 210 ...213 sind in axialen Schlitzen 215 des Gehäuses 216 axial verschiebbar. Mit Dornen 218, 219 greifen sie ferner in oszil¬ lierende Nuten 220 einer alle Wellen koaxial umgebenden Steu¬ erwelle 221 ein. Die Steuerwelle 221 kann von einem verstell- baren Hydromotor gedreht werden.

Das Differential arbeitet folgendermaßen. Wird die Steu¬ erwelle 221 nicht gedreht, so haben die beiden Abtriebswellen 207, 208 des Differentials gleiche Drehzahl (das Differential ist gesperrt) . Wird die Steuerwelle 221 in einer Richtung ge- dreht, so dreht z.B. die rechte Abtriebswelle 208 schneller als die linke; wird die Steuerwelle 221 in die andere Richtung gedreht, so dreht die linke Abtriebswelle 207 schneller als die rechte. Die Drehzahlunterschiede der beiden Abtriebswellen 207, 208 richten sich nach der Drehgeschwindigke.it der Steuer- welle 221.

Figur 12 zeigt eine Kupplung zum momentfreien Anlauf von Motoren an Arbeitsmaschinen. Um die Haftreibung stillstehender Arbeitsmaschinen zu überwinden ist oft ein hohes Drehmoment

notwendig. Elektromotoren benötigen aber zum Anlaufen bereits erhebliche Energien. Daraus resultieren oft hohe Anschaltstö¬ ße.

Es sind Fliehkraftkupplungen bekannt, die erst ab einer gewissen Motordrehzahl den Kraftschluß zwischen zwei Wellen herstellen. Derartige Fliehkraftkupplungen sind aber nur bei hohen Wellendrehzahlen anwendbar.

Das erfindungsgemäße Getriebe nach Figur 12 ermöglicht eine Anlaufkupplung auch für niedrige Wellendrehzahlen. Die Antriebswelle 230 hat in ihrem Umfang eine oszillierende Nut 231. Die Abtriebswelle 232 hat axiale Schlitze 233, in denen Kugeln 234 als Eingriffskörper hin- und herbewegt werden kön¬ nen. Das dritte koaxiale Getriebeelement ist ein Ring 235 mit einer ebenfalls oxzillierenden Nut 236, die um An- und Ab- triebswelle 230, 232 liegt. Die Kugeln 234 greifen in die bei¬ den Nuten 231, 236 ein. Die Abtriebswelle >232 und der Ring 235 sind über Federelemente 237 miteinander verbunden.

Die Kupplung arbeitet folgendermaßen. In der Anlaufphase, wenn an der Abtriebswelle 232 ein hohes Drehmoment wirkt, dreht sich der Ring 235 um die beiden Wellen, da er noch kein Stützmoment liefert. Erst wenn die Federn 237 so weit gespannt sind, daß Ring 235 und Abtriebswelle 232 mit genügend hohem Kraftschluß verbunden sind, wird die Abtriebswelle 232 mitbe¬ wegt. Eine derartige Kupplung ermöglicht daher auch einen sehr ruhigen Anlauf, da das übertragende Drehmoment allmählich zu¬ nimmt (Anfahrrampe) .