Zahnradgetriebe. Vorliegende Erfindung kann insbesondere auf solche Getriebe Anwendung finden, die zur Aufgabe haben, kleine Kräfte durch relativ grosse Untersetzung .der Geschwindig keit auf grössere Kräfte umzuwandeln, was zum Beispiel bei Flaschenzügen oder andern Hebemaschinen üblicherweise vorkommt, der Erfindungsgegenstand kann aber auch für kleinere Untersetzung bezw. sogar Über setzung eingerichtet sein.
Die Erfindung betrifft ein Zahnrad getriebe für das Übertragen der Bewegung eines treibenden Teils auf einen zu diesem koachsialen, getriebenen Teil, wobei der trei bende Teil einen Exzenter aufweist, der ein auf ihm drehbar gelagertes Zahnrad mit min destens zwei Zahnkränzen trägt, die mit je einem zu dem treibenden und getriebenen Teil koachsialen Zahnkranz zusammenwir ken, von welchen der eine mit dem Gehäuse des Getriebes starr verbunden ist, während der andere zu dem getriebenen Teil gehört, das Ganze so, dass bei sämtlichen zu ein und derselben. Übertragungseinheit gehörigen Zahnkränzen die mit den grösseren Durch messern diejenigen mit den kleineren Durch messern umschliessen,
so dass die Radial mittelebenen .dieser Zahnkränze wenigstens annähernd zusammenfallen und der treibende und der getriebene Teil in zwei beidseitig dieser Zahnkränze im Getriebegehäuse an geordneten Lagern unmittelbar gelagert sind.
Nach vorliegender Erfindung sind der treibende Teil und der getriebene Teil dreh bar aufeinander gelagert, und ferner werden sämtliche Räder und Wellen des Getriebes ausschliesslich unter Vermittlung der beiden genannten Gehäuselager vom Getriebegehäuse getragen.
Der Vorteil dieser Auflagerung ist ausser ordentlich gross, -da hierdurch nur die zwei Gehäuselager genau zentriert werden müssen und dadurch ein bezw. mehrere Lager zwi schen den beiden Teilen (treibender und ge triebener Teil) sozusagen selbsttätig zentriert werden, weil ihre Achsenlinie mit der Achsen- linie der erstgenannten Lager notwendiger weise zusammenfällt. Bei bisher bekannten ähnlichen Getrieben sind je die zwei Lager, die den einen bezw.
andern der beiden obgenann- ten Teile tragen, unter sich unabhängig, und deshalb müssen beim Zusammenbau des Ge triebes mindestens vier Lager nach derselben Achsenlinie ausgerichtet werden, was unwill kürlich die Arbeitsgeschicklichkeit sehr stark beansprucht, falls eine zufriedenstellende Durchführung überhaupt möglich ist, und deshalb die Herstellungskosten verteuert, wie auch die Fehlerquellen gesteigert und die Arbeitsfähigkeit des Getriebes herabgesetzt wird.
Hierzu kommt, dass durch vorliegende Erfindung das Getriebe einen zusammen- gedrängteren Bau erhalten kann, der es weniger umfangreich macht und das Gewicht und dadurch auch die Anschaffungskosten herabsetzt. Auf der beifolgenden Zeichnung zeigen: Fig. 1 einen Längsschnitt eines Flaschen zuges mit einem Getriebe nach einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung, Fig. 2 .einen Längsschnitt eines Getriebes nach einem gegenüber Fig. 1 etwas geänder ten Ausführungsbeispiel, Fig. 3 einen Querschnitt eines Einzelteils.
des Getriebes nach Fig. 2, Fig. 4 ein Schema des Zahnkranzes eines Zahnrades mit Innenverzahnung und Fig.5 ein ähnliches Schema des Zahn kranzes eines Zahnrades mit Aussenverzah nung, dazu vorgesehen, mit dem Zahnrad nach Fig. 4 zusammenzuwirken.
In Fig. 1 bezeichnet 1 :die treibende Welle des Flaschenzuges, .die auf der linken Seite von einem selbsteinstellenden Kugellager 2 im linken Seitenschild 3 des Flaschenzug gehäuses getragen wird, während sie am rechten Ende in einem ebenso selbsteinstellen den Kugellager 4 im rechten Seitenschild 5 :des Flaschenzuggehäuses gelagert ist. Ausserhalb des linken Seitenschildes 3 trägt: das verjüngte Endstück 6. der Welle 1 ein Handkettenrad 7 unter Vermittlung einer Büchse 8 mit einer als Senkbremse vorgesehenen Reibungskupp- lung 9.
Die Büchse 8 auf dem Wellenteil 6 ist mit Hilfe einer Kupplungsscheibe 10 und einer Mutter 11 auf dem gewindegeschnit tenen Wellenende 12 mit Bezug zur Welle 1 festgehalten. Im Gehäuse befindet sich das Kettenrad 13 der Lastkette, das einerseits links von einem Kugellager 14, das auf der Welle 1 angebracht ist, getragen wird, und anderseits rechts von einer Hülse 15, die seit wärts des Rades 13 erheblich hinausragt und durch ein Nadellager 16 gegen die mit der Welle 1 koachsiale innere Zylinderfläche 170 einer Hülse 17 gestützt wird.
Die Hülse 17 ist an ihrem rechten Ende an dem verjüngten rechten Ende 18 der Welle 1 befestigt, wo bei der dortige halsförmige Teil 180 der Hülse im gegen das Gehäuse abgestützten Kugellager 4 ,gelagert ist, so dass also der durch die Welle 1 und die Hülse 17 gebil dete treibende Teil des Getriebes auf jeder Seite der Zahnräder unmittelbar im Gehäuse gelagert ist.
Die äussere zylindrische Mantel fläche 171 der Hülse 17 ist exzentrisch zu der Welle 1 und trägt unter Vermittlung eines Nadellagers 1-9 ein Zahnrad 20 mit zwei zueinander koachsialen Zahnkränzen 21, 22, von denen der innere, 21, mit einem in einem Stück mit dem Lastrad 13 ausgebilde ten innern Zahnkranz 23, der zu der Welle 1 koachsial ist, zusammenwirkt, während der äussere,Zahnkranz 22 mit einem mit -dem Flaschenzuggehäuse starr verbundenen innern Zahnkranz 24 zusammenwirkt, der auch zu der Welle 1 koachsial ist.
25 bezeichnen bügelförmige Bleche, in welchen der Traghaken<B>26</B> des Flaschenzuges unter Vermittlung eines Querstückes 27 i:i bekannter Weise angebracht ist.
In Fig. 2 bezeichnet 28 die getriebene Welle des Getriebes, mit welcher ein mit Innenverzahnung versehenes Zahnrad 29 starr verbunden ist. Die Welle 28 wird an der rechten -Seite desGehäuses 30 von einem selbsteinstellenden Kugellager 31 getragen, das die Welle unter Vermittlung der ver längerten Radnabe 290, die die Welle dicht umschliesst, trägt.
Von dem verjüngten linken Ende 32 der Welle 28 wird eine Hülse 34 unter Vermittlung eines Nadellagers 3-3 ge tragen, deren rechter Teil von einer äussern Hülse 35 umschlossen ist, die nach .der ge zeigten Ausführungsform aus einem mit der nabenähnlichen Hülse 34 zusammenhängen den Stück besteht, aber auch ebensogut als ein von der letzteren lösbarer, aber damit starr verbundener Teil hergestellt sein kann. Die äussere zylindrische Mantelfläche 350 der Hülse 35 ist koachsial zu der Welle 28, wäh rend ihre innere zylindrische Mantelfläche 351 zu .derselben Welle exzentrisch ist.
Diese exzentrische innere Zylinderfläche 351 trägt unter Vermittlung eines Nadellagers 36 ein Zahnrad 37 mit zwei Zahnkränzen, und zwar einen äussern, 38, und einen innern, 39, die untereinander koachsial, jedoch exzentrisch zu der Welle 28 sind. Der äussere Zahnkranz 38 wirkt mit der Innenverzahnung 40 des Zahnrades 29 zusammen, während der innere Zahnkranz 39 mit der Aussenverzahnung 41 eines mit dem Getriebegehäuse 30 starr ver bundenen Ringrades 42 zusammenwirkt. Die Hülse 34 ist vom Gehäuse 30 durch ein Kugellager 43 getragen. Die Zahnkränze 40 und 41 sind koachsial zu den Wellen 28 und 44 angeordnet.
Die treibende Welle 44 des Getriebes, die zu der getriebenen Welle 28 koachsial ist, ist in ihrem innerhalb des Gehäuses be findlichen Ende als Muffe 45 ausgebildet, deren innere, zylindrische Mantelfläche mit Gewinde 46 versehen ist, das in entsprechen des äusseres Gewinde der Hülse 34 eingreift, so dass die letztere starr, aber lösbar mit der Welle 44 verbunden ist.
Dank .der beschriebenen Lagerungsein richtung wird einerseits das innerhalb des Getriebegehäuses liegende Ende des durch die Welle 44 und die mit ihr fest verbun denen Hülsen 34, 35 gebildeten treibenden Teils des Getriebes unmittelbar vom Ge triebegehäuse 30 .durch ein selbsteinstellendes Kugellager 43 getragen und anderseits der durch die Welle 28 und das mit ihr fest ver bundene Zahnrad 29 gebildete, getriebene Teil rechts auch unmittelbar vom Getriebe- gehäuse 30 durch .das Kugellager 31 ge tragen, während die Welle 28 am linken Ende mittelbar vom Lager 43 im Getriebe gehäuse unter Vermittlung des Nadellagers 33 und -der Hülse 34 getragen wird.
Jeden falls sind es die beiden im Gehäuse 30 an gebrachten Kugellager 43 und 31, die sowohl den treibenden, wie .den getriebenen Teil des Getriebes tragen, und deshalb ist es,die Zen- trierung dieser zwei Lager, die allein den rechten Lauf des Getriebes ermöglicht.
In Fig. 3 ist mit 47 die innere zylin drische Mantelfläche der Hülse 34 und mit 48 die äussere zylindrische Mantelfläche ,der selben Hülse bezeichnet, die untereinander koachsial liegen. Die innere zylindrische Mantelfläche 351 der äussern Hülse 35 und die .äussere zylindrische Mantelfläche 350 dieser Hülse sind als exzentrische Ring flächen sowohl untereinander, als zu den Flächen 47, 48 gezeigt.
Der entstehende verdickte Hülsenteil 49 befindet sich mit Bezug zum Projektionsmittelpunkt,der Achse der Hülse 34 bezw. der Wellen 28 und 44 gegenüber dem exzentrischen Mittelpunkt der innern Fläche 351, so dass der Teil 49 ein Gegengewicht zu dem von der innern Fläche 351 getragenen Zahnrad 37 darstellt.
Der Unterschied der Zähnezahl zweier zusammenwirkender Zahnräder kann nach Belieben bis zudem geringmöglichsten Wert, zum Beispiel "1", herunter gewählt werden, so dass das Übersetzungsverhältnis innerhalb erheblicher Grenzen gewählt werden kann.
Es hat sich jedoch gezeigt, dass es nicht. möglich ist, einen kleinsten Zähnezahlunter- schied auszunutzen, wenn den Zähnen eines mit Innenverzahnung versehenen Zahnrades und denjenigen eines damit mit Aussenver zahnung zusammenwirkenden Zahnrades die bisher üblichen Profile und Grössen gegeben werden, weil dann die Zahnköpfe der beiden Räder Gefahr laufen, zusammen zu stossen.
Diese Zähne erhalten deshalb zweckmässig eine besondere Ausbildung, die sich durch eine geringe Höhe im Verhältnis zu der peri- pherischen Stärke kennzeichnet, wie in den Fig. 4 und 5 zu erblicken ist. - In Fig. 4 bezeichnet 100 den mit Innen verzahnung versehenen Zahnkranz eines Rades mit dem Teilkreishalbmesser R. Die Höhe des Zahnkopfes ist mit x, der spitze Winkel zwischen Tangente und Radius eines auf -dem Teilkreis gelegenen Punktes mit v bezeichnet.
In Fig. 5 bezeichnet 200 den mit Aussenverzahnung versehenen Zahnkranz und r den Halbmesser des Teilkreises, während die Höhe des Zahnkopfes mit 9 und der Profil-Tangentenwinkel im Teilkreis mit w bezeichnet sind. Die Exzentrizität der zwei zusammenwirkenden Räder oder der Unter schied R-r zwischen den Halbmessern der Teilkreise wird mit e bezeichnet.
Prüfungen haben gezeigt, dass der Unter schied der Zähnezahl der zusammenwirken den Räder<B>100</B> und 200 zwischen 1 und 4 gehalten werden kann, wenn den Winkeln v bezw. w Werte zwischen wenigstens 2,0' und höchstens<B>35'</B> gegeben werden, wobei der beste Erfolg zwischen <B>28'</B> und <B>32'</B> erhalten wird. Bisher ist in der Literatur, wie be kannt, der günstigste Tangentenwinkel mit dem Höchstwert 20' angegeben, was jedoch eine bedeutende Abrundung der Zahnköpfe erfordert, um oben genanntes Zusammen stossen während des Rollens der Räder gegen einander zu vermeiden.
Bei dem geringen Zahnunterschied zwi schen 1 und 4 muss die Höhe x der Köpfe der Innenverzahnung kleiner sein als die Höhe y der Köpfe der Aussenverzahnung, wobei die Erfahrung x = ungefähr 1/2 y als das beste gezeigt hat. Die .Summe x -I- y muss auch höchstens gleich der Exzentrizität E = R-r der Räder sein.
Wie schon angegeben ist, können diesem Getriebe zahlreiche verschiedene Ausfüh rungsformen und Verwendungszwecke ge geben werden, und es ist also auf die ge zeigten Beispiele nicht begrenzt.
Gear transmission. The present invention can be applied in particular to those gears that have the task of converting small forces through relatively large reduction .der Geschwindig speed to larger forces, which usually occurs, for example, in pulley blocks or other lifting machines, but the subject matter of the invention can also bezw . even translation can be set up.
The invention relates to a gear transmission for transmitting the movement of a driving part to a coaxial to this, driven part, the driving part having an eccentric that carries a gear rotatably mounted on it with at least two sprockets, each with one to the driving and driven part coaxial ring gear together, one of which is rigidly connected to the housing of the gearbox, while the other belongs to the driven part, the whole thing so that all of them are one and the same. Gear rims belonging to the transmission unit, which with the larger diameters enclose those with the smaller diameters,
so that the radial center planes .dieser ring gears coincide at least approximately and the driving and the driven part are directly supported in two on both sides of these ring gears in the gear housing on ordered bearings.
According to the present invention, the driving part and the driven part are rotatably mounted on one another, and furthermore, all the wheels and shafts of the transmission are carried by the transmission housing exclusively through the intermediary of the two mentioned housing bearings.
The advantage of this support is extremely large, -due to this only the two housing bearings have to be centered exactly and thereby a BEZW. several bearings between the two parts (driving and driven part) are automatically centered, so to speak, because their axis line necessarily coincides with the axis line of the first-mentioned bearings. In previously known similar transmissions are each the two bearings that bezw.
other of the two above-mentioned parts, independently of each other, and therefore at least four bearings must be aligned with the same axis line when assembling the gear, which involuntarily demands a great deal of skill, if a satisfactory implementation is at all possible, and therefore the Manufacturing costs are increased, as are the sources of error and the ability of the transmission to work is reduced.
In addition, the present invention enables the transmission to have a more compact construction, which makes it less extensive and reduces the weight and thus also the acquisition costs. On the accompanying drawings: Fig. 1 shows a longitudinal section of a bottle train with a gear according to a first embodiment of the invention, Fig. 2. A longitudinal section of a gear according to an embodiment slightly changed compared to Fig. 1, Fig. 3 is a cross section of an individual part .
of the transmission according to FIG. 2, FIG. 4 is a diagram of the ring gear of a gear with internal teeth and FIG. 5 is a similar diagram of the ring gear of a gear with external teeth, provided to interact with the gear of FIG.
In Fig. 1, 1 denotes: the driving shaft of the block and tackle, which is carried on the left side by a self-adjusting ball bearing 2 in the left side plate 3 of the block and tackle housing, while at the right end it is also self-adjusting the ball bearing 4 in the right side plate 5 : of the pulley block is stored. Outside the left-hand side plate 3, the tapered end piece 6 of the shaft 1 carries a hand chain wheel 7 mediated by a sleeve 8 with a friction clutch 9 provided as a lowering brake.
The sleeve 8 on the shaft part 6 is held in place with the aid of a clutch disc 10 and a nut 11 on the threaded shaft end 12 with respect to the shaft 1. In the housing is the sprocket 13 of the load chain, which is carried on the one hand by a ball bearing 14, which is mounted on the shaft 1, on the left, and on the other hand by a sleeve 15, which protrudes considerably since the wheel 13 and through a needle bearing 16 is supported against the inner cylindrical surface 170 of a sleeve 17, which is coaxial with the shaft 1.
The sleeve 17 is attached at its right end to the tapered right end 18 of the shaft 1, where the neck-shaped part 180 of the sleeve is supported in the ball bearing 4 supported against the housing, so that the shaft 1 and the sleeve 17 gebil finished driving part of the gearbox on each side of the gears is mounted directly in the housing.
The outer cylindrical jacket surface 171 of the sleeve 17 is eccentric to the shaft 1 and carries a gear 20 with two mutually coaxial ring gears 21, 22, of which the inner, 21, with one in one piece with the intermediary of a needle bearing 1-9 Load wheel 13 formed th inner ring gear 23, which is coaxial with shaft 1, cooperates, while the outer ring gear 22 cooperates with an inner ring gear 24 rigidly connected to the pulley housing, which is also coaxial with shaft 1.
25 denote bow-shaped metal sheets in which the carrying hook 26 of the pulley block is attached in a known manner by means of a cross piece 27 i: i.
In Fig. 2, 28 designates the driven shaft of the transmission, to which a gear 29 provided with internal teeth is rigidly connected. The shaft 28 is carried on the right-hand side of the housing 30 by a self-adjusting ball bearing 31 which carries the shaft through the intermediary of the elongated wheel hub 290 which tightly encloses the shaft.
From the tapered left end 32 of the shaft 28, a sleeve 34 is carried through the intermediary of a needle bearing 3-3, the right part of which is enclosed by an outer sleeve 35 which, according to the embodiment shown, consists of a hub-like sleeve 34 related to the Piece consists, but can also be made just as well as a part that is detachable from the latter but rigidly connected to it. The outer cylindrical jacket surface 350 of the sleeve 35 is coaxial to the shaft 28, while its inner cylindrical jacket surface 351 is eccentric to the same shaft.
This eccentric inner cylinder surface 351 carries a gear wheel 37 with two ring gears, namely an outer, 38, and an inner, 39, which are coaxial with one another, but eccentric to the shaft 28, through the intermediary of a needle bearing 36. The outer ring gear 38 cooperates with the internal teeth 40 of the gear 29, while the inner ring gear 39 cooperates with the external teeth 41 of a ring gear 42 rigidly connected to the gear housing 30. The sleeve 34 is carried by the housing 30 through a ball bearing 43. The ring gears 40 and 41 are arranged coaxially to the shafts 28 and 44.
The driving shaft 44 of the transmission, which is coaxial to the driven shaft 28, is designed in its end located within the housing as a sleeve 45, the inner, cylindrical surface of which is provided with thread 46, which corresponds to the outer thread of the sleeve 34 engages so that the latter is rigidly but detachably connected to the shaft 44.
Thanks to the storage facility described, on the one hand, the end of the drive part of the gear formed by the shaft 44 and the sleeves 34, 35 which is firmly connected to it, which is located inside the gear housing, is directly supported by the gear housing 30 .by a self-adjusting ball bearing 43 and, on the other hand, the by the shaft 28 and the gear 29 firmly connected to it, driven part on the right also directly from the gear housing 30 through .das ball bearing 31, while the shaft 28 at the left end indirectly from the bearing 43 in the gear housing through the intermediary of the Needle bearing 33 and sleeve 34 is carried.
In any case, it is the two ball bearings 43 and 31 mounted in the housing 30, which carry both the driving and the driven part of the transmission, and therefore it is the centering of these two bearings that alone controls the right-hand rotation of the transmission enables.
In Fig. 3, the inner cylin drical lateral surface of the sleeve 34 and 48 with the outer cylindrical lateral surface, the same sleeve denotes with 47, which are coaxial with each other. The inner cylindrical jacket surface 351 of the outer sleeve 35 and the .äussere cylindrical jacket surface 350 of this sleeve are shown as eccentric ring surfaces both with one another and with the surfaces 47, 48.
The resulting thickened sleeve part 49 is located with respect to the center of projection, the axis of the sleeve 34 respectively. of the shafts 28 and 44 opposite the eccentric center of the inner surface 351, so that the part 49 represents a counterweight to the gear wheel 37 carried by the inner surface 351.
The difference in the number of teeth of two cooperating gears can be selected down to the lowest possible value, for example "1", so that the transmission ratio can be selected within considerable limits.
However, it has been shown not to. It is possible to utilize the smallest difference in the number of teeth when the teeth of a gear with internal teeth and those of a gear that interacts with it with external teeth are given the usual profiles and sizes, because then the tooth tips of the two wheels run the risk of colliding.
These teeth are therefore expediently given a special design, which is characterized by a small height in relation to the peripheral thickness, as can be seen in FIGS. 4 and 5. - In Fig. 4, 100 denotes the toothed ring provided with internal teeth of a wheel with the pitch circle radius R. The height of the tooth tip is designated with x, the acute angle between tangent and radius of a point located on the pitch circle is designated with v.
In FIG. 5, 200 designates the ring gear provided with external toothing and r the radius of the pitch circle, while the height of the tooth tip is designated with 9 and the profile tangent angle in the pitch circle is designated with w. The eccentricity of the two interacting wheels or the difference R-r between the radii of the pitch circles is denoted by e.
Tests have shown that the difference in the number of teeth of the interacting wheels <B> 100 </B> and 200 can be kept between 1 and 4 if the angles v respectively. w values between at least 2.0 'and at most <B> 35' </B> are given, with the best success being obtained between <B> 28 '</B> and <B> 32' </B>. So far, as known, the most favorable tangent angle is given in the literature with the maximum value 20 ', which, however, requires a significant rounding of the tooth tips in order to avoid the above-mentioned collision while the wheels roll against one another.
With the small tooth difference between 1 and 4, the height x of the heads of the internal toothing must be smaller than the height y of the heads of the external toothing, where experience has shown x = about 1/2 y to be the best. The sum x -I- y must also be at most equal to the eccentricity E = R-r of the wheels.
As has already been stated, this transmission can be given numerous different embodiments and uses, and it is therefore not limited to the examples shown.