Zahnradgetriebe mit zwei Zentralrädern Die Erfindung betrifft ein Zahnradgetriebe mit zwei Zentralrädern, von denen das: eine ein innen verzahntes Rad ist, zwischen diesen angeordneten Zwischenrädern und mit selbsttätigem Ausgleich der Last auf die Zwischenräder, wobei diese ortsfest gelagert sein oder als Planetenräder mit einem Pla netenträger umlaufen können.
Es sind bereits Pla netengetriebe mit selbsttätigem Ausgleich der Last auf die Planetenräder bekanntgeworden, bei denen mindestens ein Zentralrad mit dem sein Drehmoment aufnehmenden Teil gelenkig verbunden ist und der Zahneingriff zwischen diesem Zentralrad und: den Planetenrädern leicht ballig ausgebildet ist.
Diese Ausführungsart bedingt für die Gelenkig- keit mindestens eine Innen- und Aussenverzahnung mit den entsprechenden Befestigungselementen, wo bei die Präzision wegen der Abstimmung dieser nur der Gelenkigkeit dienenden Verzahnungen mit den betriebsmässig der Übertragung der Drehbewegung dienenden Verzahnungen relativ sehr gross ist. Durch die gelenkige Ausführung mittels balligen Hilfsver zahnungen, die keine Abwälzung mitmachen, ist die elastische Deformation der betreffenden Teile un wichtig.
Durch die Erfindung wird nun diese an sich kleine Gelenkigkeit wesentlich einsfacher und: billiger erreicht, indem die an sich starren Zentralräder oder an sich starren Verzahnungspartien derselben mit ihrer Abstützung je über einen mit dem Rad bzw. der Verzahnungspartie aus einem Stück bestehenden so dünnwandigen nachgiebigen Hohlzylinder ver bunden sind, dass der erwähnte Ausgleich gewährlei stet ist. Dadurch können gewisse bisherige und kost spielige Teile eingespart werden. Selbstverständliche Bedingung ist natürlich, dass die Sicherheit dieser Hohlzylinder gegen Bruch noch gross genug ist.
Es sind auch Stirnräderumlaufgetriebe mit drei oder mehr Umlaufrädern mit Zahndruckausgleich durch Selbsteinstellung oder annähernde Selbstein- Stellung eines oder beider Zentxaliäder bekanntge worden, bei denen das Trägheitsmoment des Quer schnittes mindestens eines derselben so bemessen ist, dass seine elastischen Verformungen durch die radia len Zahnkräfte, bezogen auf das Zahnspiel,
grösser sind als die durch die auftretenden Fehler zu erwar tenden Zahnspielunterschiede, wodurch ein Zahn druckausgleich herbeigeführt wird. Bei diesen Getrie ben ist es aber trotzdem noch erforderlich, dass min destens eines der Hauptglieder ungelagert und mit dem sein Drehmoment übertragenden Teil über eine doppelte Zahnkupplung verbunden ist. Dies erfordert damit einen beträchtlich grösseren Aufwand als das erfindungsgemässe Getriebe.
Es ist auch schon versucht worden, Umlaufräder- getriebe mit federnd zwischen zwei gemeinsamen Trägern gelagerten Umlaufrädern herzustellen, bei welchen die Achsen der Umlaufräder, z. B. durch Verjüngung nach ihren Enden hin, federnd ausge bildet und nur in der Mitte zwischen beiden Trägern an je einer Hülse befestigt sind, die die Achse mit Spiel umschliesst und auf der das zugehörige Um laufrad abgestützt ist.
Diese Lösung ist jedoch in all den Fällen gefährlich, wo die Zentrifugalkräfte der Umlaufräder bedeutend grösser sind als die durch die Zapfen zu übertragenden Kräfte für die Lei stungsübertragung.
Weiter sind schon Stirnräd'erplanetengetriebe be kanntgeworden, bei welchen zum Zweck der gleichen oder annähernd gleichen Lastverteilung auf die Um laufräder ein oder beide Zentralräder mit dem ihr Drehmoment aufzunehmenden Teil pendelnd verbun den sind, und diese Verbindung durch in axialer Richtung federnde Elemente erfolgt.
Diese Art von Getriebe ist jedoch auf Schrägverzahnung beschränkt und erfüllt nicht die Forderungen, die die erfindungs- gemässe Ausführung erfüllen soll, da in radialer Richtung eine nur minime Ausweichung möglich ist, in axialer Richtung hingegen schädliche Schwingun gen leicht auftreten können.
Die Fig. 1 bis 4 zeigen zwei beispielsweise Aus führungsformen des Erfindungsgedankens, wobei die Fig. 1 einen Axialschnitt durch ein Planetengetriebe mit drei Planetenrädern zeigt und die Fig. 2 einen Schnitt nach Linie II-II durch das Getriebe nach Fig. 1. In Fig. 3 ist ein. Getriebe dargestellt, bei welchem die Zwischenräder ortsfest gelagert sind.
Die Fig. 4 zeigt dasselbe Getriebe im Schnitt nach Linie IV-IV der Fig. 3.
Im Gehäuse 1 mit dem Lagerschild 6 (siehe Fig. 1 und 2) sind die beiden Lager 2 und 3 für die Lagerung der Antriebswelle 4, 18 und Abtrnebswelle 8 angebracht. Auf der Antriebswelle 4, 18 sitzt das an sich starre Ritzet 5, zwischen welchem und dem Lager 2 die Welle 4, 18 die dünnwandige hohlzylin drische Partie 18 aufweist, um gewisse radiale elasti sche Deformationen zuzulassen. Die Teile 4, 18 und 5 bestehen aus einem Stück. Auf dem Lagerschild 6 ist der Zahnkranz 7 mittelbar befestigt. Der Ring 17 sichert die Abtriebswelle 8 in axialer Richtung.
Die Abtriebswelle 8 trägt das Planetengehäuse 9, in welchem auf den Achsen 10, 11 und 12 die Plane tenräder 13, 14 und 15 gelagert sind, die sowohl in Ritzet 5 als auch in den Zahnkranz 7 eingreifen. Die Gegenlager sind auf der Platte 19 angeordnet, die ihrerseits nochmals, abgestützt ist im Lager 20. Das Lager 20 ist im Lagerschild 6 befestigt.
Die dünnwandige hohlzylindrische Partie 16, welche am einen Ende den mit ihr ,aus einem Stück bestehen den Zahnkranz 7 trägt und am andern Ende am La- gerschild 6 befestigt ist, sowie die dünnwandige Par tie 18 sind so elästisch nachgiebig ausgeführt, dass ihre elastische Deformation unter Last eine Aus gleichsbewegung des Kranzes 7 und des Ritzels 5 in einer Ebene senkrecht zu den Drehachsen der Räder erlaubt,
um trotz der sehr genau hergestell ten Planetenträger und Planetenräder nicht voll ge währleistete Lastgleichheit der letzteren bei der drei fachen Lastübertragung innerhalb des Planetengetrie bes diese Lastgleichheit doch zu ermöglichen. Die beschriebene dünnwandige hohlzylindrische Abstät- zung der Teile 5 und 7 ermöglicht also einen selbst tätigen Lastausgleich auf .einfache Weise.
Zudem überträgt die elastische Partie 16 den von der Schrägverzahnung herrührenden Axialschub auf das Gehäuse und sichert eine genaue axiale Lage des an sich starren Innenzahnkranzes. Durch die äusserst schwache Dimensionierung der Zwischen partie 16 bis an die Grenze der erlaubten Festigkeits- beanspruchung wird der an sich relativ starre Zahn kranz 7 dadurch -in radialer Richtung elastisch mit dem Lagerschild 6 und damit auch dem Gehäuse 1 verbunden.
Die Getriebekräfte werden dadurch trotz dem von den betreffenden Teilen voll aufgenommen. Durch die dünnwandige Partie 18 der Antriebswelle 4 zwischen Ritzet 5 und Lager 2 wird auch erreicht, dass dadurch allfällige Ungleichheiten der Lage der Mittellinien zwischen Welle 8, respektive dem Mittel der drei Achsen der Planetenräder 13, 14 und 15 und der Achse des. Antriebsritzels 5 ausgeglichen werden.
Die Quermittel'ebene des Lagerteils des einzigen kurz gehaltenen Axial- und Radiallagers 2 der An- triebswelle 4, 18, die das kleinere Drehmoment der beiden zentralen Wellen überträgt, gehet durch oder annähernd durch den Schwerpunkt der kompletten Welle, d. h. der Welle mit Ritzet 5 und montierter Halbkupplung 21.
Dadurch ist das Ritzet 5 mit oder annähernd: mit Gewichtsausgleich versehen, so dass die Schwerkraftkomponente des Ritzelkopfes keinen Einfluss hat auf den Lastausgleich. Dies ist besonders bei schweren Ritzelh von Vorteil und günstig für den ruhigen Lauf.
In den Fig. 3 und 4 ist das Getriebegehäuse mit 51 und der daran befestigte Lagerschild mit 56 be zeichnet. Dieser enthält im Teil 59 auch die einen Lager für die Achsen 60, 61, 62 der nicht planeta risch umlaufenden Zwischenräder 63, 64 und 65, welche auf diesen Achsen 60, 61 und 62 sitzen. Die Gegenlager für die Achsen 60, 61 und 62 sind auf der Platte 69 angeordnet, die sich ihrerseits auf die Büchse 70 abstützt, welche auf einem Zapfen der Abtriebswelle 58 sitzt. Die Antriebswelle 54, 68 ist im Lager 52 gelagert, das im Lagerschild 56 befe stigt ist.
Die Antriebswelle 54, 68 trägt das mit ihr aus einem Stück bestehende, an sich starre Ritzet 55, wobei die zwischen der Lagerung der Welle 54 und dem Ritzet 55 liegende dünnwandige Ausführung der hohlzylindrischen Partie 68 der Antriebswelle diese so nachgiebig gestaltet, dass auch in diesem Beispiel allfällige Ungleichheiten der Lage der Mit tellinien zwischen Welle 58, respektive dem Mittel der drei Achsen der Zwischenräder 63, 64 und 65 und der Achse des Antriebsritzels 55 ausgeglichen werden.
Die Zwischenräder greifen in den Zahn kranz 57, der über die mit ihm aus einem Stück be stehende elastisch nachgiebig gehaltene Partie 66 fest verbunden ist mit der Abtriebswelle 58. Die Ab triebswelle 58 ist im Lager 53 gelagert und axial durch den fest darauf sitzenden Ring 67 gehalten.
Die dünnwandige Dimensionierung der hohlzylindri schen Partie 66 bis an die Grenze der erlaubten Festigkeitsbeanspruchung ergibt eine radiale Einstell- möglichkeit des, an sich starren Zahnkranzes 57, um den Lastausgleich, der trotz der präzisen Herstel lung aller Einzelteile doch nötig ist, zu gewährlei sten, da man auch bei genauester Herstellung immer noch mit einer gewissen kleinen Toleranz rechnen russ.