Getriebe mit zwei Zentralrädern und Zwischenrädern und mit Doppel-Schrägverzahnung dieser Räder Die Erfindung betrifft ein Getriebe mit zwei Zen tralrädern und Zwischenrädern und mit Doppel- Schrägverzahnung dieser Räder.
Es sind seit langem Getriebe vorliegender Art, z. B. Planetengetriebe, mit Doppelschrägverzahnung der Räder bekannt. Sie fanden ihre Einführung in den allgemeinen Gebrauch erst dann, als es bekannt wurde, sie mit selbsttätigem Zahndruckausgleich zu versehen und dabei mindestens eines der Zentral räder in der Weise geteilt auszubilden, dass der Zahn druckausgleich in jeder der Pfeilhälften unabhängig von der anderen erfolgen kann. Diese Getriebe mit Pfeil- oder, wie sie auch bezeichnet wird, Doppel schrägverzahnung, haben sich in die Praxis auch für hohe und höchste Leistungen und Drehzahlen erfolg reich eingeführt.
Allerdings waren sie bisher mit der verhältnismässig komplizierten und deshalb auch teuren Konstruktion der jeweils geteilten Zentralrad gruppe belastet.
Die Erfindung hat sich zum Ziel gesetzt, ein derartiges Getriebe so zu bauen, dass diese Nach teile vermieden werden, und dass eine kompaktere, einfachere und daher auch in der Herstellung billigere Bauart solcher Getriebe ermöglicht wird.
Erfindungsgemäss wird die Aufgabe dadurch ge löst, dass die Zahnschrägungswinkel der Pfeil hälften verschieden gross sind.
Die Anwendung dieses Gedankens auf Getriebe vorliegender Art bringt für diese besondere Vor teile, welche nachstehend anhand der beiliegenden Abbildung erläutert werden sollen, die zwei Aus führungsbeispiele der Erfindung in schematischer Darstellung zeigen.
Es stellen dar: Fig. 1 einen Axialschnitt, teilweise in Ansicht, durch ein erfindungsgemäss ausgebildetes Planeten- oder Umlaufrädergetriebe, Fig. 2 einen Axialschnitt durch ein erfindungs gemäss ausgebildetes Standgetriebe.
In Fig. 1 ist mit 1 ein umlaufender Planeten träger bezeichnet, der mittels zweier Lager 2 und 3 in einem Gehäuse 4 drehbar gelagert ist. In dem Planetenradträger 1, dessen axiale Lage mittels des Lagers 3 festgelegt ist, sind auf Lagerbolzen 5 Umraufräder 6 drehbar gelagert, von denen eines teilweise im Schnitt dargestellt ist. Die Umlaufräder 6 stehen einerseits im Zahneingriff mit dem inne ren Zentralrad 7, welches in an sich bekannter Weise ungelagert und mit der Welle 8 mittels einer gelen kigen Kupplung 9 drehfest, aber sonst gelenkig ver bunden ist.
Anderseits stehen die Umlaufräder 6 im Zahneingriff mit dem äusseren Zentralrad 10, wel ches seinerseits mit dem sein Drehmoment aufneh menden Teil, in diesem Falle mit dem Gehäuse 4, drehfest, aber gelenkig verbunden ist, und zwar im Falle dieses Beispiels mittels einer doppelten Zahn kupplung 11. Auch die gelenkige Kupplung 9 ist hier in an sich bekannter und bewährter Weise als dop pelte Zahnkupplung dargestellt, welche auch axiale Verschiebungen des inneren Zentralrades 7 zulässt.
Die Zahnräder dieses Umlaufrädergetriebes sind mit Pfeil- oder Doppelschrägverzahnung versehen, und zwar ist die eine, breitere Pfeilhälfte 12 mit einer auch sonst bei doppelschrägverzahnten Getrieben üblichen Zahnschräge versehen, während die andere, weniger breite Pfeilhälfte 13 mit einem wesentlich grösseren Zahnschrägungswinkel versehen ist.
Bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Umlauf räder 6 und das innere Zentralrad 7 einteilig aus- gebildet, während das äussere Zentralrad 10 in die beiden Pfeilhälften aufgeteilt ist, wobei die Pfeil- hälfte 14 mit der Pfeilhälfte 12 der Umlaufräder 6, die andere Pfeilhälfte 15 mit der Pfeilhälfte 13 der Umlaufräder 6 in Eingriff steht. Die beiden Hälf ten des äusseren Zentralrades 10 werden beim Zu sammenbau des Getriebes zu einer Einheit verbun den.
Gemäss Fig. 2 ist der Zwischenradträger 16 fest mit dem Gehäuse 17 verbunden. In dem Träger 16 sind in bekannter Weise die Zwischenräder 18 auf Lagerbolzen 19 drehbar gelagert. Sie stehen einer seits in Zahneingriff mit dem inneren Zentralrad 20, anderseits mit dem äusseren Zentralrad 21.
Das innere Zentralrad 20 äst in bekannter Weise unge- lagert ausgebildet und ist mit dem ihm in Verbin dung stehenden Teil, in diesem Falle mit der Welle 22, drehfest, aber gelenkig verbunden; diese gelen kige Verbindung wird im vorliegenden Beispiel mit tels einer doppelten Zahnkupplung 23 bewerkstel ligt, welche auch axiale Verschiebungen des inneren Zentralrades 20 zulässt. Das äussere Zentralrad 21 ist mit dem sein Drehmoment aufnehmenden Teil, in diesem Falle mit der Welle 24, mittels einer dop pelten Zahnkupplung 25 gelenkig verbunden.
Die Welle 24 ist mittels zweier Lager 25 und 26 gela gert, wobei die axiale Lage der Welle 24 mittels des Lagers 25 festgelegt ist. Die Zahnräder 18, 20 und 21 sind wie im Beispiel der Fig. 1 mit Doppelschräg verzahnung versehen, welche in den beiden Pfeilhälf ten verschieden grosse Schrägungswinkel aufweist, und zwar ist die eine, breitere Pfeilhälfte 27 mit einem auch sonst bei Pfeilverzahnungen üblichen Schrägungswinkel versehen, während die andere, weniger breite Pfeilhälfte 28 einen wesentlich grö sseren Zahnschrägungswinkel aufweist.
Wie im Falle des Ausführungsbeispiels nach Fig. 1 sind die Zwi schenräder 18 und das innere Zentralrad 20 un geteilt ausgebildet, während das äussere Zentralrad 21 in die beiden Pfeilhälften aufgeteilt ist, die je doch mittels Schrauben 29 zu einer Einheit verbun den sind.
Sowohl in dem Beispiel der Fig. 1 wie in dem der Fig. 2 sind die Planeten- oder Zwischenräder 6 bzw. 18 mit seitlichem Spiel gelagert, so dass sie axiale Einstellbewegungen ausführen können. Die axiale Einstellbewegung des axial beweglichen Räder satzes wird in beiden Beispielen durch das äussere Zentralrad 10 bzw. 21 bewirkt, indem die Verbin dung desselben mit dem sein Drehmoment aufneh menden Teil 4 bzw. 24 so ausgebildet ist, dass sie das äussere Zentralrad axial festlegt. Zu diesem Zwecke ist bei der Ausführungsform der Fig. 1 ein Zahnkranz 34 fest mit dem Gehäuse 4 verbunden.
Die Hülse der Zahnkupplung 11 ist mit zwei Zahn kränzen versehen, von denen der eine in die Zähne eines Kupplungszahnkranzes eingreift, der auf der Pfeilhälfte 14 vorgesehen ist, während der andere in die Zähne des Kupplungszahnkranzes 34 greift. Federringe 30, 31, 32, 33, die in entsprechende Nu- ten der Kupplungszahnkränze der Zahnkupplung 11 eingreifen, legen die axiale Lage der Pfeilhälfte 14 und damit des äusseren Zentralrades 10 fest.
In entsprechender Weise ist bei der Ausführungs form der Fig. 2 die Welle 24 mit einer Scheibe 35 versehen, deren Aussenumfang einen Kupplungs zahnkranz 36 besitzt. Das äussere Zentralrad 21 wie derum, und zwar im Ausführungsbeispiel der Teil mit dem kleineren Zahnschrägungswinkel, ist mit einem Kupplungszahnkranz 37 versehen. Die bei den Zahnkupplungskränze der Hülse der Zahnkupp lung 25 greifen einerseits in den Zahnkranz 36 und anderseits in den Zahnkranz 37 ein, indem wiederum die axiale Lage des äusseren Zentralrades 21 mittels Federringe 38, 39, 40, 41 festgelegt ist.
Natür lich kann die axiale Einstellbewegung eines Teils des Rädersatzes auch durch einen andern Teil des selben bewirkt werden, beispielsweise durch das in nere Zentralrad 7 bzw. 20, oder durch eines der Planeten- oder Zwischenräder 6 bzw. 18.
Die gezeigten Getriebe mit Doppelschrägverzah- nung mit verschieden grossen Schrägungswinkeln, auch unsymmetrische Pfeilverzahnung genannt, zeich nen sich durch folgende Eigenschaften aus: 1. Der Hauptanteil der Umfangslast wird von der breiteren, mit dem kleineren Schrägungswinkel ver- sehenen Pfeilhälfte übernommen.
2. Die axialen Einstellungskräfte sind wesentlich grösser als bei der üblichen symmetrischen Pfeilver zahnung; die gesamte Radbreite wird kleiner.
3. Die Verdrillungsverhältnisse sind wesentlich günstiger als bei der symmetrischen Pfeilverzahnung. Die Anwendung der unsymmetrischen Pfeilver zahnung bringt nun für die erläuterten Getriebe eine Reihe von Vorteilen, welche nachstehend beschrie ben werden mögen.
Für die Erläuterung dieser Vorteile sei ange nommen, dass ein grosser Unterschied der -Schrä- gungswinkel in den beiden Pfeilhälften gewählt wird, welcher beispielsweise eine Verteilung der Umfangs lasten im Verhältnis 4 :1 ergibt, das heisst, die breite Pfeilhälfte würde dann 8004, die schmale, mit dem grossen Schrägungswinkel versehene 20% der Um- fangslast übernehmen.
Das würde axiale Einstell kräfte ergeben, die beispielsweise 60fl/o höher liegen als bei einer entsprechenden symmetrischen Pfeil verzahnung; wie oben angeführt, ergibt die unsym metrische Pfeilverzahnung geringere Radbreiten, also auch kleinere Radmasse.
Die Ausgleichswirkung ist im obigen, angenommenen Fall durch die axialen Zahnkräfte so wesentlich günstiger als bei der sym metrischen Pfeilverzahnung, dass schon im Hinblick auf den kleinen, von der schmalen Pfeilhälfte mit grossem Schrägungswinkel zu übernehmenden Last anteil, auf eine Teilung des äusseren Zentralrades in getrennte, zueinander bewegliche Pfeilhälften zu dem Zwecke der Erzielung eines getrennten Lastaus gleichs für jede Pfeilhälfte verzichtet werden kann;
dieser ist deshalb in dem erfindungsgemässen Ge triebe bei Vorliegen entsprechender Verhältnisse nicht mehr nötig, weil die wesentlich wirksamere Ausgleichwirkung der axialen Zahnkräfte die Ein haltung der gewollten Lastverteilung auf die Pfeil- hälften gewährleistet.
Die so gegebene Möglichkeit des Verzichtes auf die getrennte Einstellmöglichkeit in den beiden Pfeil hälften des äusseren Zentralrades bedeutet eine we sentliche Vereinfachung und daher auch Verbilligung in der Konstruktion und Herstellung der äusseren Zentralräder. Während bisher eine gelenkige Verbin dung der beiden Hälften des äusseren Zentralrades notwendig war, kann diese nunmehr durch eine ein fache Verschraubung ersetzt werden.
Die Anwendung der unsymmetrischen Doppel schräg- oder Pfeilverzahnung auf Getriebe der vor liegenden Art bringt auch im Hinblick auf die Ver- drillung des inneren Zentralrades Vorteile für den Betrieb solcher Getriebe. Bei diesen werden, be sonders bei grösseren Übersetzungsverhältnissen, die Durchmesser der inneren Zentralräder sehr klein; dies ist bedingt hauptsächlich durch die mehrfachen Radeingriffe, die gegenüber dem einfachen Radein griff eine Vervielfachung des übertragbaren Dreh moments und damit der Verdrillung ergeben.
Bei der symmetrischen Pfeilverzahnung überträgt jede Pfeilhälfte die Hälfte des Drehmoments und ist der Verdrillung durch dieses hälftige Drehmoment unterworfen. Jedoch wird die in der Richtung des Kraftflusses erste Pfeilhälfte zusätzlich durch die durch sie hindurchgehende Drehmomentenhälfte der zweiten Pfeilhälfte verdrillt.
Die Folge ist eine be sonders hohe Verdrillung der ersten Pfeilhälfte und ein grosser Unterschied in den Verdrillungen der beiden Pfeilhälften, durch den Kompensationsmass nahmen sehr erschwert werden.
Die unsymmetrische Pfeilverzahnung hat in Be zug auf die Verdrillung wesentlich günstigere Ver- hältnisse, wenn die mit dem, grossen Schrägungswin- kel versehene Pfeilhälfte eine geringere Breite hat, da sich, wegen der grossen Zahnschräge, die Verdril- lung als Umfangsmass nur in relativ geringem Masse auswirkt, nämlich nur in der Projektion auf die Normale zur Zahnflanke.
Sieht man die Anordnung im Getriebe so vor, dass, in der Richtung des Kraft flusses gesehen, zuerst die Pfeilhälfte mit dem gro ssen Schrägungswinkel kommt, dann hat man es in der Hand, die Verdrillungen in den beiden Pfeilhälf ten weitgehend aufeinander abzustimmen.
Die Anwendung der Pfeil- oder Doppelschräg verzahnungen mit verschieden grossen Schrägungs- winkeln., die man auch als unsymmetrische Pfeilver zahnungen bezeichnen kann, bietet also für die An wendung auf Getriebe vorliegender Art mit selbst tätigem Lastausgleich grosse Vorteile.
Transmission with two central gears and intermediate gears and with double helical teeth of these wheels The invention relates to a transmission with two Zen tralwheels and intermediate gears and with double helical teeth of these wheels.
There have long been the type of transmission such. B. planetary gear, known with double helical gearing of the wheels. They found their introduction into general use only when it became known that they could be provided with automatic tooth pressure compensation and that at least one of the central gears was divided in such a way that the tooth pressure compensation in each of the arrow halves can take place independently of the other. These gears with arrow or, as they are also called, double helical gearing, have been successfully introduced into practice for high and very high outputs and speeds.
However, they have so far been burdened with the relatively complicated and therefore expensive construction of the central gear group in each case.
The invention has set itself the goal of building such a transmission so that these disadvantages are avoided, and that a more compact, simpler and therefore cheaper to manufacture type of such transmission is made possible.
According to the invention the object is achieved in that the tooth helix angle of the arrow halves are of different sizes.
The application of this idea to transmission of the present type brings for this particular part before, which are to be explained below with reference to the accompanying figure, which show two exemplary embodiments of the invention in a schematic representation.
The figures show: FIG. 1 an axial section, partly in view, through a planetary or epicyclic gearing designed according to the invention, FIG. 2 an axial section through a stationary gear designed according to the invention.
In Fig. 1, 1 denotes a rotating planet carrier which is rotatably mounted in a housing 4 by means of two bearings 2 and 3. In the planetary gear carrier 1, the axial position of which is fixed by means of the bearing 3, 5 Umraufräder 6 are rotatably mounted on bearing bolts 5, one of which is partially shown in section. The planetary gears 6 are on the one hand in meshing engagement with the inne ren central gear 7, which is unsupported in a known manner and rotatably connected to the shaft 8 by means of a gelen kigen coupling 9, but otherwise articulated ver.
On the other hand, the planetary gears 6 are in meshing engagement with the outer central gear 10, which in turn is rotatably but articulated with the torque receiving part, in this case with the housing 4, in the case of this example by means of a double tooth coupling 11. The articulated coupling 9 is also shown here in a known and proven manner as a double toothed coupling which also allows axial displacements of the inner central wheel 7.
The gears of this epicyclic gearing are provided with arrow or double helical teeth, namely one, wider arrow half 12 is provided with a tooth bevel that is also otherwise common in double helical gears, while the other, less wide arrow half 13 is provided with a much larger tooth helix angle.
In the embodiment shown in FIG. 1, the epicyclic gears 6 and the inner central wheel 7 are formed in one piece, while the outer central wheel 10 is divided into the two halves of the arrow, the arrow half 14 with the arrow half 12 of the epicyclic gears 6, the the other half of the arrow 15 is in engagement with the half of the arrow 13 of the planetary gears 6. The two halves of the outer central gear 10 are verbun when assembling the transmission to form a unit.
According to FIG. 2, the intermediate gear carrier 16 is firmly connected to the housing 17. In the carrier 16, the intermediate gears 18 are rotatably mounted on bearing bolts 19 in a known manner. On the one hand, they are in meshing engagement with the inner central wheel 20, and on the other hand with the outer central wheel 21.
The inner central wheel 20 branches out in a known manner without bearings and is connected to the part connected to it, in this case to the shaft 22, in a rotationally fixed but articulated manner; this gelen kige connection is accomplished in the present example with means of a double tooth coupling 23, which also allows axial displacements of the inner central wheel 20. The outer central wheel 21 is connected in an articulated manner to the part that absorbs its torque, in this case to the shaft 24, by means of a double toothed coupling 25.
The shaft 24 is gela by means of two bearings 25 and 26, the axial position of the shaft 24 being fixed by means of the bearing 25. The gears 18, 20 and 21 are provided with double helical teeth, as in the example of FIG. 1, which have different helical angles in the two halves of the arrows, namely the one, wider half of the arrow 27 is provided with a helix angle that is otherwise usual for herringbone gears, while the other, less wide arrow half 28 has a much larger tooth helix angle.
As in the case of the embodiment of FIG. 1, the inter mediate wheels 18 and the inner central wheel 20 are formed un divided, while the outer central wheel 21 is divided into the two halves of the arrow, which are ever verbun by means of screws 29 to form a unit.
Both in the example in FIG. 1 and in that of FIG. 2, the planetary or intermediate gears 6 and 18 are mounted with lateral play so that they can perform axial adjustment movements. The axial adjustment movement of the axially movable gear set is effected in both examples by the outer central wheel 10 and 21, respectively, in that the connection of the same with the part 4 or 24 absorbing its torque is designed so that it axially fixes the outer central wheel. For this purpose, in the embodiment of FIG. 1, a ring gear 34 is firmly connected to the housing 4.
The sleeve of the toothed clutch 11 is provided with two tooth rings, one of which engages the teeth of a clutch ring gear provided on the arrow half 14, while the other engages in the teeth of the clutch ring gear 34. Spring washers 30, 31, 32, 33, which engage in corresponding grooves in the coupling ring gears of the gear coupling 11, fix the axial position of the arrow half 14 and thus the outer central wheel 10.
In a corresponding manner, in the embodiment of FIG. 2, the shaft 24 is provided with a disk 35, the outer circumference of which has a clutch ring gear 36. The outer central wheel 21 in turn, namely the part with the smaller tooth helix angle in the exemplary embodiment, is provided with a clutch ring gear 37. The ment at the gear rings of the sleeve of Zahnkupp 25 engage on the one hand in the ring gear 36 and on the other hand in the ring gear 37 by in turn the axial position of the outer central gear 21 by means of spring rings 38, 39, 40, 41 is set.
Of course, the axial adjustment movement of a part of the gear set can also be brought about by another part of the same, for example by the central gear 7 or 20, or by one of the planetary or intermediate gears 6 or 18.
The shown gears with double helical gearing with different helical angles, also called asymmetrical herringbone gearing, are characterized by the following properties: 1. The main part of the circumferential load is taken over by the wider arrow half with the smaller helical angle.
2. The axial adjustment forces are much greater than with the usual symmetrical arrow gearing; the overall wheel width becomes smaller.
3. The twist ratios are much more favorable than with symmetrical herringbone teeth. The application of the asymmetrical Pfeilver gearing now brings a number of advantages for the transmission explained, which may be described below.
For the explanation of these advantages it is assumed that a large difference in the angle of inclination is selected in the two halves of the arrow, which results, for example, in a distribution of the circumferential loads in the ratio of 4: 1, that is, the broad half of the arrow would then be 8004, the take on narrow 20% of the circumferential load with the large helix angle.
That would result in axial adjustment forces that are, for example, 60 fl / o higher than with a corresponding symmetrical arrow toothing; As stated above, the asymmetrical herringbone toothing results in smaller wheel widths, i.e. also smaller wheel dimensions.
In the above assumed case, the compensating effect is so much more favorable due to the axial tooth forces than with the symmetrical herringbone toothing that already with regard to the small load to be taken over by the narrow arrow half with a large helix angle, the outer central gear is divided into separate ones , arrow halves movable to one another for the purpose of achieving a separate load compensation can be dispensed with for each arrow half;
this is therefore no longer necessary in the gear according to the invention when the appropriate conditions exist, because the much more effective compensating effect of the axial tooth forces ensures that the desired load distribution on the arrow halves is maintained.
The possibility of doing without the separate adjustment option in the two arrow halves of the outer central wheel means a significant simplification and therefore cheaper construction and manufacture of the outer central wheels. While previously an articulated connec tion of the two halves of the outer central wheel was necessary, this can now be replaced by a simple screw connection.
The use of the asymmetrical double helical or herringbone gearing on gearboxes of the present type also brings advantages for the operation of such gearboxes with regard to the twisting of the inner central gear. In these, especially with larger gear ratios, the diameter of the inner central gears is very small; This is mainly due to the multiple wheel interventions, which, compared to the simple Radein, result in a multiplication of the transmittable torque and thus the twist.
With the symmetrical herringbone toothing, each half of the arrow transmits half of the torque and is subject to twisting by this half of the torque. However, the first half of the arrow in the direction of the power flow is additionally twisted by the torque half of the second half of the arrow passing through it.
The result is a particularly high degree of twisting of the first half of the arrow and a large difference in the twisting of the two halves of the arrow, which makes compensation measures very difficult.
The asymmetrical herringbone toothing has significantly more favorable conditions with regard to the twisting if the arrow half provided with the large helix angle has a smaller width, since the twisting as a circumferential dimension is only relatively small due to the large tooth bevel Mass affects, namely only in the projection on the normal to the tooth flank.
If one arranges the gearbox in such a way that, seen in the direction of the power flow, the arrow half with the large helix angle comes first, then it is up to you to largely coordinate the twists in the two arrow halves.
The use of the herringbone or double helical gears with helical angles of different sizes, which can also be referred to as asymmetrical herringbone gears, offers great advantages for use on gears of the present type with automatic load balancing.