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Die Erfindung betrifft ein schaltbares Planetengetriebe, bestehend aus einem Sonnenrad, einem mit diesem koaxialen Hohlrad und einem Planetenträger mit um Achsen am Planetenträger drehbaren Planetenrädern, wobei das Hohlrad in einer ersten Schaltstellung mit einem anderen Glied des Planetengetriebes verbunden ist und in einer zweiten Schaltstellung mit dem ortsfesten Gehäuse des Planetengetriebes oder einem anderen Element verbunden ist. Dabei ist vor allem, aber nicht nur, an Planetengetriebe im Antriebsstrang von Kraftfahrzeugen gedacht, etwa als Overdrive oder als Geländegangstufe.
Um derartige Planetengetriebe schaltbar zu machen ist es bekannt, entweder das Hohlrad selbst oder eine das Hohlrad umgebende Schaltmuffe axial zu verschieben. Im ersten Fall (z. B.: EP 423 863 A1) muss das Planetengetriebe geradeverzahnt sein. Es treten keine Axialkräfte auf, aber dafür die bei Geradeverzahnung unvermeidlichen Eingriffsgeräusche, die als sehr störend empfunden werden.
Der zweite Fall (z.B.:DE 19130 988 A1) tritt ein, wenn das Planetengetriebe schrägverzahnt ist. Die dadurch am Hohlrad auftretenden Axial-
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kräfte machen ein Verschieben des Hohlrades praktisch unmöglich. Selbst wenn das Verschieben gelingt, sind aufwendige Verriegelungsvorrichtun- gen nötig, um es auch in der jeweiligen Stellung zu halten. Dazu kommt noch, dass die Abstützung der Axialkraft am Umfang des Hohlrades we- gen dessen grossem Durchmesser sehr hohe Anforderungen an die dazu bestimmten Lager stellt. Axialkräfte am Hohlrad sind daher besonders hinderlich.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein gattungsgemässes Planeten- getriebe mit geringstem Bauaufwand und minimalen Kosten geräuscharm und schaltbar zu machen.
Erfindungsgemäss wird das dadurch erreicht, dass die Achsen der Planetenräder in Umfangsrichtung geneigt sind,
Sonnenrad und Planetenrad schrägverzahnt sind, der Achsenwinkel zwischen Sonnenrad und Planetenrad halb so gross wie der Schrägungswinkel der Verzahnung des Sonnenrades ist, und das Hohlrad zwischen den Schaltstellungen axial verschiebbar ist.
Aus der DE PS 720 040 ist ein Planetengetriebe mit Lastausgleich zwischen den einzelnen Planetenrädern durch deren Verschieben auf in Umfangsrichtung geneigten Achsen bekannt. Dabei können auch schrägverzahnte Zahnräder Verwendung finden. Die Axialkräfte sind hier erwünscht, weil sie über eine Ausgleichsscheibe den Ausgleich der Belastung der einzelnen Planetenräder bewirken.
Dank der geneigten Achsen der Planetenräder gemäss der Erfindung aber können Axialkräfte minimiert werden. Dadurch können schrägverzahnte Zahnräder eingesetzt werden, ohne dafür mit schwer beherrschbaren
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Axialkräften bezahlen zu müssen. Der Achsenwinkel ist als Differenz beziehungsweise Summe der Schrägungswinkel der Verzahnungen im jeweiligen Eingriffspunkt zweier Zahnräder definiert.
Die Schrägungswinkel der Zahnräder können so gewählt sein, dass eine beherrschbare, kleine, Axialkraft auf das Hohlrad wirkt, wodurch das
Schalten beeinflusst werden kann, oder so, dass - von unvermeidlichen
Reibungskräften abgesehen oder diese sogar kompensierend - praktisch keine Axialkraft auf das Hohlrad wirkt. Dann ist der Schrägungswinkel der Verzahnung des Hohlrades gerade so gross, also sehr klein. In einer bevor- zugten Ausführungsform ist der Schrägungwinkel der Verzahnung des Hohlrades gleich Null, es ist geradeverzahnt (Anspruch 2). Damit wird einfaches Schalten und eine erhebliche Senkung der Herstellungskosten erreicht.
Wenn hier von schrägverzahnten Zahnrädern die Rede ist, so ist das im weiteren Sinne zu verstehen. Da es sich um Zahnradpaare handelt, deren Achsen nicht in einer Ebene liegen, also windschief sind, sind die Zahn- räder im allgemeinen Fall Schraubräder. Der Begriff Schraubräder ist hier unter dem Begriff schrägverzahnte Zahnräder subsummiert. Beim Käm- men von Schraubrädern findet nicht nur ein Abwälzgleiten, sondern auch ein Schraubgleiten statt, was das Eingriffsgeräusch weiter vermindert.
Es wird aber noch ein weiterer Vorteil erzielt. Durch das Schraubgleiten weitet sich der theoretische Eingriffspunkt zu einer grossen Berührellipse aus, was ebenfalls der Tragfähigkeit zugute kommt. Sie fällt dadurch nicht unter die einer Geradeverzahnung im engeren Sinn ab. Vorzugsweise be- trägt der Achsenwinkel zwischen Sonnenrad und Planetenrad zwischen 5
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und 25 Winkelgraden (Anspruch 3), in einer Auslegung auf höchsten
Wirkungsgrad und beste Verschleiss- und Festigkeitseigenschaften sind es zwischen 15 und 20 Grad.
In einer Weiterbildung der Erfindung sind am Planetenträger Kegelräder gelagert, die mit koaxialen Kegelrädern kämmen, von denen jedes mit einem Antriebsstrang antriebsverbunden ist (Anspruch 4). Auf diese Wei- se lässt sich ein zweistufiges Planetengetriebe auf kleinstem Raum mit einem Differentialgetriebe vereinigen, beispielsweise in einem Verteiler- getriebe für ein Allradfahrzeug.
Im Folgenden wird die Erfindung anhand von Abbildungen beschrieben und erläutert. Es stellen dar :
Fig. 1: eine axonometrische Ansicht eines erfindungsgemässen
Planetengetriebes,
Fig. 2: einen achsnormalen Schnitt zu Fig. 1, Fig. 3 : Schnitt nach III-III in Fig. 2,
Fig. 4: Detail IV in Fig. 3, schematisch und vergrössert,
Fig. 5: eine axonometrische Ansicht eines weiteren
Ausführungbeispieles des erfindungsgemässen
Planetengetriebes,
Fig. 6: einen achsnonnalen Schnitt zu Fig. 5,
Fig. 7: einen Schnitt nach VII-VII in Fig. 6.
In den Fig. 1, 2 und 3 ist das Sonnenrad des erfindungsgemässen Planeten- getriebes mit 1 bezeichnet, die Planetenräder mit 2 und das Hohlrad mit 4.
Die Planetenräder 2 sind drehbar auf einem hier nicht (wohl aber in Fig. 7) sichtbaren Planetenträger 3 gelagert. Das Hohlrad 4 ist an seinem äusseren Umfang mit einer Ringnut 5 versehen, in die eine nicht dargestellte
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Schaltgabel zum Verschieben desselben einführbar ist. Das Sonnenrad hat eine Nabe 7, in deren Innerem eine Innenverzahnung 8 für die Aufnahme einer nicht dargestellten Welle vorgesehen ist. Das Hohlrad 4 und das
Sonnenrad 1 sind um die gemeinsame Hauptachse 6 des Planetengetriebes drehbar. In Fig. 3 ist bereits zu erkennen, dass die Drehachse 13 der Plane- tenräder 2 zur Hauptachse 6 nicht parallel ist.
Fig. 4 zeigt die besonderen geometrischen Verhältnisse im Detail. Das
Sonnenrad 1 kämmt mit den Planetenrädem 2, insbesondere mit dem mit
2* bezeichneten Planetenrad, der entsprechende Eingriffspunkt 10 ist auf der dem Betrachter abgewandten Seite des Planetenrades 2*. Die Sonnen- räder 2 sind schräg verzahnt, die Linie 11zeigt den Verlauf des gerade im
Eingriffspunkt 10 befindlichen Zahnes, der Schrägungswinkel des Son- nenrades ist mit 12 bezeichnet. Das Planetenrad 2* ist um die Achse 13 drehbar und ebenfalls schrägverzahnt. Sein dem Betrachter zugewandter Zahn 14 schliesst mit der Drehachse 13 einen Winkel 15 ein, das ist der
Schrägungswinkel der Verzahnung des Planetenrades. Auf der dem Betrachter abgewandten Seite des Planetenrades 2* hat der gerade im Eingriffspunkt 10 befindliche Zahn die Richtung 16, die gleich der Richtung des Zahnes des Sonnenrades 1 ist.
Der Winkel zwischen diesem Zahn und der Drehachse 13 ist mit 15'bezeichnet und gleich dem Winkel 15.
In dem gezeigten Ausführungsbeispiel hat der dem Betrachter zugewandte Zahn die Richtung 14, welche parallel zur Hauptachse 6 und in der Figur mit dieser deckungsgleich ist. Dieser Zahn kämmt mit den innenliegenden Zähnen des darüberliegenden und daher in dieser Figur nicht sichtbaren Teiles des Hohlrades 4. Dessen Schrägungswinkel ist hier als Sonderfall gleich Null, das heisst, es handelt sich um ein geradeverzahntes Hohlrad.
Die Wahl der Schrägungswinkel und der Achswinkel könnte aber auch so
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getroffen sein, dass die Zähne 17 des Hohlrades 4 eine sehr geringe bis geringe Schrägung haben, was unter Umständen das Schalten in einer be- stimmten Richtung unterstützt oder erleichtert und Reibungskräfte kom- pensiert oder nutzt. Im abgebildeten Ausführungsbeispiel aber ist die
Innenverzahnung des Hohlrades 4 eine gerade Verzahnung, wodurch ein
Schalten des Planetengetriebes durch einfaches axiales Verschieben des
Hohlrades möglich ist. Damit ist es gelungen, alle Vorteile einer Schräg- verzahnung einzuheimsen, und trotzdem durch axiales Verschieben des
Hohlrades 4 das Getriebe schalten zu können. Dabei kann das Schalten durch Verschieben des Hohlrades durch eine an dessen grossem Durch- messer besonders wirksame Synchronisierung unterstützt werden.
Eine axiale Abstützung des Hohlrades, die bei dessen grossem Durchmesser besonders anspruchsvoll wäre, ist aber entbehrlich.
Fig. 5,6 und 7 zeigen das Planetengetriebe der vorhergehenden Figuren in einer Anwendung, in der es mit einem Differentialgetriebe kombiniert ist.
Gleiche Teile sind wie in den vorhergehenden Figuren bezeichnet, der eingangs erwähnte Planetenträger 3 ist in Fig. 7 sichtbar. Ebenso die nun materialisierten Planetenradachsen 21,die hier fest im Planetenträger 3 steckende Zapfen sind. Weiters - Fig. 6 - sind zwischen den drei Planetenrädern 2 erste Kegelräder 24 um radiale Achsen 23 drehbar angeordnet.
Sie bilden die Ausgleichsräder des Differentiales und kämmen beiderseits mit je einem zweiten Kegelrad 25, von dem in Fig. 7 nur eines zu sehen ist, das zweite ist vom Planetenträger 3 verdeckt. Jedes der zwei Kegelräder 25 ist mit einer Ausgangswelle 26,27 verbunden, welche jeweils zu einem Antriebsstrang führt bzw. ein Teil dessen ist. Die Wellen 26,27 sind ebenso wie die nicht dargestellten Wellen, um die sich der Planetenträger 3 und das Sonnenrad 1 drehen, in einem nicht dargestellten nicht rotierenden Gehäuse drehbar gelagert.
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The invention relates to a switchable planetary gear, consisting of a sun gear, a coaxial ring gear with this and a planet carrier with planet wheels rotatable about axes on the planet carrier, the ring gear being connected in a first switching position to another member of the planetary gear and in a second switching position to the fixed housing of the planetary gear or another element is connected. Above all, but not only, is thought of planetary gears in the drive train of motor vehicles, for example as an overdrive or as an off-road gear.
In order to make such planetary gears switchable, it is known to axially shift either the ring gear itself or a shift sleeve surrounding the ring gear. In the first case (e.g. EP 423 863 A1) the planetary gear must have straight teeth. There are no axial forces, but instead the intervention noises that are unavoidable with straight teeth, which are perceived as very annoying.
The second case (e.g.: DE 19130 988 A1) occurs when the planetary gear is helically toothed. The axial
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Forces make it practically impossible to move the ring gear. Even if the movement is successful, complex locking devices are required to keep it in the respective position. In addition, the support of the axial force on the circumference of the ring gear, because of its large diameter, places very high demands on the bearings intended for this purpose. Axial forces on the ring gear are therefore particularly troublesome.
The invention has for its object to make a generic planetary gear with low construction costs and minimal costs low noise and switchable.
This is achieved according to the invention in that the axes of the planet gears are inclined in the circumferential direction,
Sun gear and planet gear are helically toothed, the axis angle between sun gear and planet gear is half as large as the helix angle of the teeth of the sun gear, and the ring gear is axially displaceable between the switching positions.
From DE PS 720 040 a planetary gear with load balancing between the individual planet gears is known by moving them on axes inclined in the circumferential direction. Helical gears can also be used. The axial forces are desired here because they compensate for the load on the individual planet gears via a shim.
Thanks to the inclined axes of the planet gears according to the invention, however, axial forces can be minimized. As a result, helical gears can be used without having to be difficult to control
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Having to pay axial forces. The axis angle is defined as the difference or sum of the helix angles of the toothings in the respective point of engagement of two gear wheels.
The helix angle of the gears can be chosen so that a controllable, small, axial force acts on the ring gear, thereby
Switching can be influenced, or so that - by inevitable
Apart from frictional forces or even compensating them - practically no axial force acts on the ring gear. Then the helix angle of the toothing of the ring gear is just as large, that is very small. In a preferred embodiment, the helix angle of the toothing of the ring gear is zero, it is straight toothed (claim 2). This enables simple switching and a considerable reduction in manufacturing costs.
When we speak of helical gears here, this should be understood in a broader sense. Since these are gear pairs whose axes are not in one plane, ie are skewed, the gears are generally helical gears. The term helical gears is subsumed under the term helical gears. When meshing helical gears, not only is there a sliding glide, but also a helical glide, which further reduces the engagement noise.
Yet another advantage is achieved. By screw sliding, the theoretical point of engagement expands into a large contact ellipse, which also benefits the load capacity. As a result, it does not fall below that of straight teeth in the narrower sense. The axis angle between the sun gear and the planet gear is preferably between 5
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and 25 angular degrees (claim 3), in an interpretation of the highest
Efficiency and the best wear and strength properties are between 15 and 20 degrees.
In a development of the invention, bevel gears are mounted on the planet carrier, which mesh with coaxial bevel gears, each of which is drive-connected to a drive train (claim 4). In this way, a two-stage planetary gear can be combined with a differential gear in the smallest space, for example in a transfer case for an all-wheel drive vehicle.
The invention is described and explained below with the aid of figures. They represent:
Fig. 1: an axonometric view of an inventive
Planetary gear,
2: an axis-normal section to FIG. 1, FIG. 3: section according to III-III in FIG. 2,
4: detail IV in FIG. 3, schematically and enlarged,
5: an axonometric view of another
Exemplary embodiment of the inventive
Planetary gear,
6: an axial section to FIG. 5,
7: a section along VII-VII in FIG. 6.
1, 2 and 3, the sun gear of the planetary gear according to the invention is designated 1, the planet gears 2 and the ring gear 4.
The planet gears 2 are rotatably mounted on a planet carrier 3 which is not visible here (but probably in FIG. 7). The ring gear 4 is provided on its outer circumference with an annular groove 5, in the one not shown
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Shift fork for moving the same is insertable. The sun gear has a hub 7, inside which an internal toothing 8 is provided for receiving a shaft, not shown. The ring gear 4 and that
Sun gear 1 are rotatable about the common main axis 6 of the planetary gear. 3 that the axis of rotation 13 of the planet wheels 2 is not parallel to the main axis 6.
Fig. 4 shows the special geometric relationships in detail. The
Sun gear 1 meshes with the planet gears 2, in particular with the
2 * designated planet gear, the corresponding engagement point 10 is on the side of the planet gear 2 * facing away from the viewer. The sun gears 2 are helically toothed, the line 11 shows the course of the straight in
Point of engagement 10 located tooth, the helix angle of the sun gear is designated by 12. The planet gear 2 * can be rotated about the axis 13 and is also helically toothed. His tooth 14 facing the viewer forms an angle 15 with the axis of rotation 13, that is
Helix angle of the toothing of the planet gear. On the side of the planet gear 2 * facing away from the viewer, the tooth currently in the point of engagement 10 has the direction 16, which is the same as the direction of the tooth of the sun gear 1.
The angle between this tooth and the axis of rotation 13 is denoted by 15 ′ and is equal to the angle 15.
In the exemplary embodiment shown, the tooth facing the viewer has the direction 14, which is parallel to the main axis 6 and in the figure is congruent with it. This tooth meshes with the inner teeth of the part of the ring gear 4 lying above it and therefore not visible in this figure. As a special case, its helix angle is zero here, that is, it is a straight toothed ring gear.
The choice of the helix angle and the axis angle could also be so
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be met that the teeth 17 of the ring gear 4 have a very slight to slight bevel, which under certain circumstances supports or facilitates shifting in a certain direction and compensates or uses frictional forces. In the illustrated embodiment, however, is
Internal toothing of the ring gear 4 a straight toothing, whereby a
Switching the planetary gear by simply axially moving the
Ring gear is possible. This has made it possible to obtain all the advantages of helical gearing, and still by axially shifting the
Ring gear 4 to be able to switch the transmission. The shifting can be supported by moving the ring gear through a synchronization which is particularly effective due to its large diameter.
Axial support of the ring gear, which would be particularly demanding given its large diameter, is unnecessary.
5, 6 and 7 show the planetary gear of the previous figures in an application in which it is combined with a differential gear.
The same parts are designated as in the previous figures, the planet carrier 3 mentioned at the outset is visible in FIG. 7. Likewise, the now materialized planetary gear axles 21, which are pins that are firmly inserted in the planet carrier 3 here. Furthermore - FIG. 6 - 2 first bevel gears 24 are arranged rotatable about radial axes 23 between the three planet gears.
They form the differential differential gears and mesh on both sides with a second bevel gear 25, only one of which can be seen in FIG. 7, the second being covered by the planet carrier 3. Each of the two bevel gears 25 is connected to an output shaft 26, 27, which in each case leads to or is part of a drive train. The shafts 26, 27, like the shafts (not shown) about which the planet carrier 3 and the sun gear 1 rotate, are rotatably mounted in a non-rotating housing (not shown).