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.
Gear transmission with two central gears The invention relates to a gear transmission with two central gears, one of which is an internally toothed wheel, intermediate gears arranged between these and with automatic compensation of the load on the intermediate gears, these being stationary or as planetary gears with a planet carrier can circulate.
There are already Pla designated gear with automatic compensation of the load on the planetary gears become known, in which at least one central gear is articulated with the torque-absorbing part and the meshing between this central gear and: the planetary gears is slightly convex.
This embodiment requires at least one internal and external toothing with the corresponding fastening elements for the articulation, where the precision is relatively very high due to the coordination of these toothing, which only serves the articulation, with the toothing, which is operationally used to transmit the rotary movement. The elastic deformation of the parts concerned is unimportant due to the articulated design by means of crowned auxiliary teeth that do not take part in rolling.
With the invention, this intrinsically small articulation is now much simpler and: cheaper achieved by the rigid central gears or rigid toothed parts of the same with their support each via a thin-walled, flexible hollow cylinder consisting of one piece with the wheel or the toothed part are connected that the aforementioned compensation is guaranteed. As a result, certain previous and costly parts can be saved. It goes without saying that the safety of these hollow cylinders against breakage is of course high enough.
There are also spur gears with three or more epicyclic gears with tooth pressure compensation by self-adjustment or approximate self-adjustment of one or both Zentxaliad known, in which the moment of inertia of the cross-section of at least one of these is dimensioned so that its elastic deformations by the radial tooth forces related on the tooth play,
are greater than the differences in backlash to be expected due to the faults occurring, which results in a tooth pressure equalization. In these gearboxes, however, it is still necessary that at least one of the main links is unsupported and connected to the part transmitting its torque via a double tooth coupling. This therefore requires considerably more effort than the transmission according to the invention.
Attempts have also been made to manufacture epicyclic gears with epicyclic gears resiliently mounted between two common carriers, in which the axes of the epicyclic gears, e.g. B. by tapering towards their ends, resiliently out forms and are only attached in the middle between the two carriers to a sleeve that encloses the axis with play and on which the associated order is supported impeller.
However, this solution is dangerous in all cases where the centrifugal forces of the planetary gears are significantly greater than the forces to be transmitted through the pins for the transmission of power.
Next spur gears have already become known, in which for the purpose of the same or approximately the same load distribution on the order running wheels one or both central gears with the part to be absorbed their torque are verbun, and this connection is made by axially resilient elements.
However, this type of gear is limited to helical gearing and does not meet the requirements that the design according to the invention is intended to meet, since only a minimal deviation is possible in the radial direction, whereas harmful vibrations can easily occur in the axial direction.
1 to 4 show two exemplary embodiments of the inventive concept, FIG. 1 showing an axial section through a planetary gear with three planet gears and FIG. 2 showing a section along line II-II through the gear according to FIG. 1. In FIG .3 is a. Transmission shown in which the intermediate gears are fixedly mounted.
FIG. 4 shows the same transmission in section along line IV-IV of FIG. 3.
In the housing 1 with the end shield 6 (see FIGS. 1 and 2), the two bearings 2 and 3 for supporting the drive shaft 4, 18 and output shaft 8 are attached. On the drive shaft 4, 18 sits the per se rigid Ritzet 5, between which and the bearing 2, the shaft 4, 18 has the thin-walled hohlzylin drical part 18 to allow certain radial elastic cal deformations. The parts 4, 18 and 5 consist of one piece. The ring gear 7 is attached indirectly to the bearing plate 6. The ring 17 secures the output shaft 8 in the axial direction.
The output shaft 8 carries the planetary housing 9, in which on the axes 10, 11 and 12 the plane ten wheels 13, 14 and 15 are mounted, which engage in both Ritzet 5 and 7 in the ring gear. The counter bearings are arranged on the plate 19, which in turn is again supported in the bearing 20. The bearing 20 is fastened in the bearing plate 6.
The thin-walled hollow cylindrical part 16, which at one end with it, consists of one piece, carries the ring gear 7 and is attached to the bearing plate 6 at the other end, as well as the thin-walled part 18 are made so elastic that their elastic deformation under load a compensating movement of the ring 7 and the pinion 5 in a plane perpendicular to the axes of rotation of the wheels is allowed,
in order to enable this load equality, despite the very precisely manufactured planet carrier and planetary gears not fully guaranteed load equality of the latter with the three-fold load transfer within the planetary gear. The described thin-walled, hollow-cylindrical support of parts 5 and 7 thus enables self-acting load compensation in a simple manner.
In addition, the elastic part 16 transmits the axial thrust resulting from the helical toothing to the housing and ensures an exact axial position of the inherently rigid internal gear rim. Due to the extremely weak dimensioning of the intermediate part 16 up to the limit of the permitted strength stress, the relatively rigid toothed ring 7 is thus connected elastically in the radial direction to the bearing plate 6 and thus also to the housing 1.
As a result, the transmission forces are fully absorbed by the parts concerned. The thin-walled part 18 of the drive shaft 4 between the scoring 5 and the bearing 2 also ensures that any inequalities in the position of the center lines between the shaft 8 or the center of the three axes of the planetary gears 13, 14 and 15 and the axis of the drive pinion 5 be balanced.
The transverse center plane of the bearing part of the only short axial and radial bearing 2 of the drive shaft 4, 18, which transmits the smaller torque of the two central shafts, passes through or approximately through the center of gravity of the complete shaft, ie. H. of the shaft with scoring 5 and assembled half-coupling 21.
As a result, the pinion 5 is provided with or approximately: with weight compensation, so that the gravity component of the pinion head has no influence on the load compensation. This is particularly advantageous with heavy sprockets and beneficial for smooth running.
In FIGS. 3 and 4, the gear housing is marked with 51 and the bearing plate attached to it with 56 be. This contains in part 59 also the one bearing for the axes 60, 61, 62 of the non-planetary rotating intermediate gears 63, 64 and 65, which sit on these axes 60, 61 and 62. The counter bearings for the axles 60, 61 and 62 are arranged on the plate 69, which in turn is supported on the bushing 70, which is seated on a journal of the output shaft 58. The drive shaft 54, 68 is mounted in the bearing 52 which BEFE in the bearing plate 56 is Stigt.
The drive shaft 54, 68 carries the one-piece, inherently rigid scoring 55, the thin-walled design of the hollow cylindrical part 68 of the drive shaft between the bearing of the shaft 54 and the scoring 55 making it so flexible that it is also flexible in this Example, any inequalities in the position of the center lines between shaft 58, or the center of the three axes of the intermediate gears 63, 64 and 65 and the axis of the drive pinion 55 are compensated.
The intermediate gears engage in the ring gear 57, which is firmly connected to the output shaft 58 via the part 66 that is made of one piece with it and is held in an elastically flexible manner. The output shaft 58 is supported in the bearing 53 and axially through the ring 67 that sits firmly on it held.
The thin-walled dimensioning of the hollow-cylindrical part 66 up to the limit of the permitted strength stress results in a radial adjustment option for the inherently rigid ring gear 57 in order to guarantee the load balancing, which is necessary despite the precise manufacture of all individual parts Even with the most precise production, you can still expect a certain small tolerance russ.