Doppeltes Reduktionsgetriebe Die vorliegende Erfindung betrifft ein doppeltes Reduktionsgetriebe mit zwei Planetengetrieben zur Erzielung eines grossen Reduktionsverhältnisses zwi schen dem treibenden und dem getriebenen Glied.
Bisher bekannte Reduktionsgetriebe können all gemein in zwei Typen unterteilt werden, nämlich in Zahnradstandgetriebe einerseits sowie Planetenge triebe anderseits. Die Zahnradstandgetriebe weisen im allgemeinen verhältnismässig grosse Glieder auf, so dass sie für die Installation einen verhältnismässig grossen Bauraum benötigen. Dieser Nachteil tritt be sonders in Erscheinung, wenn schnell laufende Hoch- leistungsmotoren zum Antrieb verwendet werden und die Drehzahl in eine gewünschte, sehr niedrige Dreh zahl reduziert werden muss, wie dies z.
B. im Falle von Schiffsturbinen stattfindet, welche zum Antrieb der Schiffsschraube dient, selbst wenn der Drehzahl- reduktionsprozess an und für sich durchaus befrie digend verläuft. Auf der anderen Seite lassen sich Reduktionsgetriebe mit Planetenräderwerk kompak ter bauen als die Zahnradstandgetriebe. Ein bekanntes Reduktionsgetriebe in Form eines Planetengetriebes umfasst ein aussenverzahntes Innenrad bzw. Zentral- oder Sonnenrad, welches mit der treibenden Welle starr verbunden ist, und ein feststehendes oder statio näres, innenverzahntes Aussenrad sowie mindestens ein Planetenrad,
welches zwischen dem Innen- und dem Aussenrad angeordnet ist und mit diesen Rädern in Eingriff steht. Bei dieser Anordnung bewirkt die Rotation des Innenrades, die durch die treibende Welle verursacht wird, ein Drehen des Planetenrades rings um das Innenrad, wobei das Planetenrad um seine Achse rotiert. Bekanntlich entspricht der Um lauf der Achse des Planetenrades um die Achse des Innenrades der Rotation des getriebenen Gliedes, wenn letzteres durch geeignete Mittel mit dem Plane- tenradträger gekuppelt ist.
In diesem Falle ist das Verhältnis der Drehzahlherabsetzung durch eine zwi- sehen der Zahnzahl des Innenrades und derjenigen des Aussenrades bestehende Beziehung beschränkt, so dass sich das Reduktionsverlältnis der Drehzahl praktisch in so engen Grenzen hält wie<B>1/5</B> bis 1/6- Dies ist schon dadurch bedingt, dass die Zahnzahl oder der Teilkreisdurchniesser des Aussenrades stets durch einen gewissen, durch die vorhandenen Raum verhältnisse gegebenen Maximalwert begrenzt ist.
Andere Reduktionsgetriebe in Form von Planeten getrieben weisen ein stationäres Aussenrad und ein mit diesem unmittelbar in Eingriff stehendes Plane tenrad auf, welch letzteres exzentrisch zum Aussenrad angeordnet ist. Wenn das Planetenrad durch eine an der treibenden Welle sitzende Kurbel in Umlauf versetzt wird, rollt es auf der Innenverzahnung des Aussenrades ab. Der Umlauf des Planetenrades relativ zum Aussenrad wird durch geeignete Mittel mit dem gewünschten Reduktionsverhältnis auf das getriebene Glied übertragen. In diesem Falle ist das Reduktionsverhältnis der Drehzahl bedingt durch den Unterschied zwischen der Zahnzahl des Aussenrades und derjenigen des Planetenrades.
Wenn die Zahnzahl des einen dieser Räder so gewählt ist, dass die Differenz gegenüber der Zahn zahl des anderen Rades gleich<B>1</B> ist, dann ergibt sich eine maximale Drehzahlreduktion durch dieses Ge triebe. Ein solches Verhältnis der Zahnzahlen führt jedoch offensichtlich zu einer Interferenz zwischen dem Planetenrad und dem Aussenrad.
Um eine solche zu vermeiden, muss für die Zähne des Planetenrades eine Zykloidverzahnung statt einer Evolventenver- zahnung zu Grunde gelegt werden, wobei auch das Zahnprofil. der Umhüllungskurve des Aussenrades durch eine Zapfenreihe entsprechend dem Zapfenrad- system. ersetzt werden muss. Diese Bauart ist zur übertragung grosser Leistungen auf das getriebene Glied des Reduktionsgetriebes ungeeignet.
Die vorliegende Erfindung bezweckt daher ein Reduktionsgetriebe zu schaffen, das zur Reduktion der Drehzahl eines schnell laufenden Antriebsgliedes auf eine niedrige Drehzahl eines getriebenen Gliedes ohne wesentliche Leistungsverluste geeignet ist. Die Erfindung betrifft ein doppeltes Roduktionsgetriebe, das dadurch gekennzeichnet ist, dass es zwei Planeten- getriebesätze aufweist, von denen der erste Satz aus einem starr an der treibenden Welle sitzenden aussen verzahnten Innenrad, mindestens zwei Planeten rädern und einem feststehenden innenverzähnten Aussenrad, der zweite Satz dagegen aus einem eben falls starr an der treibenden Welle sitzenden,
aussen verzahnten Innenrad, mindestens zwei Planetenrädern und einem rotierenden, an der getriebenen Welle sitzenden innenverzahnten Aussenrad besteht, wobei die Planetenräder des ersten Satzes und die Plane tenräder des zweiten Getriebesatzes auf gesonderten Achsen gelagert sind und die Planetenräderachsen beider Getriebesätze in allen Betriebszuständen ge samthaft gleichmässig und abwechselnd über den Um fang verteilt sind. Damit lassen sich Drehzahlreduk tionen in der Grössenordnung von<B>1/1",</B> und darunter erzielen, bei verhältnismässig kleinem Bauvolumen, selbst bei der übertragung grosser Leistungen. So be trägt z.
B. der Raum zur Unterbringung eines Reduk tionsgetriebes für eine Dampfturbine von<B>17 500 PS</B> und eine Drehzahl von<B>5026</B> Touren/Min. zur Herab setzung der Drehzahl auf<B>105</B> Touren/Min., wie sie für eine Schiffsschraube geeignet ist, bei der üblichen Zahnradgetriebebauart mindestens 4 m (Länge) X<B>5,8</B> m (Breite) X 4,5 m (Höhe), wogegen bei einem Getriebe gemäss der vorliegenden Erfindung die entsprechenden Abmessungen nur <B>1,5</B> m X<B>1,5</B> m X<B>1,5</B> m betragen können. Dabei wiegt das erstgenannte übliche Getriebe etwa<B>128</B> Tonnen gegenüber<B>18</B> Tonnen des zweitgenannten Getriebes.
Die Zeichnung zeigt ein Ausführungsbeispiel des Erfindungsgegenstandes.
Fig. <B>1</B> zeigt einen vertikalen axialen Mittellängs schnitt.
Fig. 2 zeigt einen horizontalen Mittelschnitt.
Die Fig. <B>3</B> und 4 zeigen<B>je</B> einen Querschnitt nach der Linie<B>3-3</B> bzw. 4-4 in Fig. <B>1.</B>
Das dargestellte Reduktionsgetriebe weist ein Ge häuse<B>10</B> auf, bestehend aus einer vorderen Gehäuse kappe<B>11</B> und einer hinteren Gehäusekappe 12. Auf der Innenseite der hinteren Kappe 12 ist ein innen verzahnter Zahnkranz<B>13</B> starr befestigt, der das Aussenrad eines Planetengetriebes bildet. Mit dem Aussenrad<B>13</B> steht ein Paar Planetenräder 14,<B>15</B> in Eingriff. Diese Planetenräder stehen anderseits mit dem Innenrad<B>16</B> dieses Planetengetriebes in Ein griff, welches auf einer treibenden Welle<B>17</B> sitzt. Auf dieser Welle ist in axialem Abstand hiervon das Innenrad<B>18</B> eines zweiten Planetengetriebes befestigt. Mit dem Innenrad<B>18</B> steht ein zweites Paar Planeten- räder <B>19,</B> 20 in Eingriff (Fig. 2 und 4).
Mit den Planetenrädern<B>19,</B> 20 steht ein rotierendes innen verzahntes Aussenrad 21 in Eingriff, welches auf der Innenseite eines hutförmigen getriebenen Gliedes 22 sitzt und mit diesem starr verbunden ist.
Die treibende Welle<B>17</B> ist mittels Lagern<B>23,</B> 24 drehbar gelagert. Das Lager<B>23</B> ist in einer Bohrung 54 der vorderen Gehäusekappe<B>11</B> montiert. Das La ger 24 ist in einer zentralen Ausnehmung <B>25</B> des ge triebenen Gliedes 22 montiert. Die Innenräder<B>16,</B> <B>18</B> sind starr mit der treibenden Welle<B>18</B> verbunden, und zwar durch einen Keil<B>26</B> bzw. <B>27</B> (Fig. <B>3</B> und 4). Die Planetenräder 14,15 sind mit einer Buchse<B>28</B> bzw. <B>29</B> versehen, welche gleiche Abmessungen aufweisen und lose auf<B>je</B> einer Achse<B>30</B> bzw. <B>31</B> sitzen.
Die Achsen<B>30, 31</B> sitzen mit beiden Endteilen lose in<B>je</B> einer Scheibe<B>32</B> bzw. <B>33,</B> welche Scheiben ebenfalls lose auf der treibenden Welle<B>17</B> unter Zwischen schaltung von Buchsen 34,<B>35</B> sitzen. Gegebenenfalls können die Achsen<B>30, 31</B> mit den Scheiben<B>32, 33</B> durch Schweissen starr verbunden sein.
Der Getriebesatz, bestehend aus dem Innenrad <B>16,</B> den Planetenrädern 14,<B>15</B> und dem stationären Aussenrad<B>13,</B> wird nachstehend als erster Getriebe satz bezeichnet. Das andere Paar von Planetenrädem <B>19,</B> 20 sitzt auf Achsen<B>36, 37,</B> welche auf den Schei ben<B>32, 33</B> in gleicher Weise montiert sind wie vor stehend für den ersten Getriebesatz beschrieben wor- !den ist. Die durch die Achsen der Planetenräder 14, <B>15</B> bestimmte Ebene steht winkelrecht zu der durch die Achsen der Planetenräder<B>19,</B> 20 bestimmten Ebene. Der Getriebesatz, welcher aus dem Innenrad <B>18,</B> den Planetenrädern<B>19,</B> 20 und dem drehbaren Aussenrad 21, 22 besteht, wird nachstehend als zwei ter Getriebesatz bezeichnet.
Wird die treibende Welle<B>17</B> durch einen nicht dargestellten Motor in Drehung versetzt, dann hat dies ein Drehen der Planetenräder 14,<B>15</B> um das Innenrad<B>16</B> herum zur Folge, weil das Aussenrad<B>13</B> feststeht. Der Umlauf der Planetenräder 14,<B>15</B> hat eine Mitnahme der Achsen<B>30, 31</B> zur Folge, so dass die Planetenräder<B>19,</B> 20 ebenfalls zwangläufig um ihr Innenrad<B>18,</B> und zwar mit der gleichen Geschwin digkeit umlaufen wie die Planetenräder 14,<B>15.</B> Hier bei drehen sich die Planetenräder<B>19,</B> 20 um die ent sprechende Achse<B>36</B> bzw. <B>37</B> mit einer durch ihre Zähnezahl bestimmten Geschwindigkeit. Der Umlauf der Planetenräder<B>19,</B> 20 bewirkt ein Drehen des Aussenrades 21, 22 um die eigene Achse.
Da das getriebene Glied 22 starr mit dem Zahnkranz 21 ver bunden ist, muss es sich mit der Drehzahl drehen, welche durch die nachstehend beschriebenen Gesetz mässigkeiten bestimmt ist. Das Glied 22 besteht aus einem kegelstumpfmantelförmigen Teil<B>38</B> und einem an der getriebenen Welle<B>39</B> sitzenden Flansch. Die Welle<B>39</B> des getriebenen Gliedes 22 ist in Lagern 40, 41 gelagert. Diese sind in einer Nabe 42 der hinteren Gehäusekappe 12 angeordnet. Die getriebene Welle <B>39</B> ist durch nicht dargestellte Mittel mit der anzu treibenden Maschine oder dergleichen verbunden.
Mit dem erläuterten Reduktionsgetriebe lassen sich hohe Drehzahlen der treibenden Welle<B>17</B> leicht und sicher in verhältnismässig niedrige Drehzahlen der getriebenen Welle<B>39</B> reduzieren. Der Drehzahl- reduktionsgrad ist durch folgende Gleichungen be stimmt:
EMI0003.0003
2. a=2b+c, d=2e+f. Hierin bedeuten:
Ni = die Drehzahl der treibenden Welle<B>17</B> N# <B>=</B> !die Drehzahl der getriebenen Welle<B>39</B> <I>a</I><B>=</B> die Zahnzahl des Aussenrades<B>13</B> <B><I>b</I> =</B> die Zahnzahl der Planetenräder 14,<B>15</B> <I>c</I> = die Zahnzahl des Innenrades<B>16</B> <B><I>d</I> =</B> die Zahnzahl des drehbaren Aussenrades 21 <I>e</I> = die Zahnzahl der Planetenräder<B>19,</B> 20 <B><I>f</I> =</B> die Zahnzahl des Innenrades<B>18.</B> Da die Zahnzahlen der Räder proportional zu ihren Teilkreisdurchmessern sind, wenn der Modul bekannt ist,
beträgt a<B><I>=</I> 2b</B> + c und<B>d<I>=</I></B> 2e<B>+</B> Der Ausdruck
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in der obigen Formel<B>1</B> stellt die Anzahl der Drehun gen des Innenrades<B>16</B> dar, welche durch die Plane tenräder 14,<B>15</B> verursacht werden, wenn angenom men wird, dass die Planetenräder 14,<B>15</B> eine Um drehung um das Innenrad<B>16</B> herum ausgeführt haben, und zwar in stetigem Eingriff mit dem fest stehenden Aussenrad<B>13</B> (Fig. <B>3).</B> Analog stellt der Ausdruck
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die Anzahl der Drehungen des Innenrades<B>18</B> dar, welche durch die Planetenräder<B>19,</B> 20 verursacht werden, wenn angenommen wird,
dass der zweite Getriebesatz<B>21-19-20-18</B> gemäss Fig. 4 vom ersten Getriebesatz<B>13-14-15-16</B> getrennt ist, mit andern Worten, wenn beide Getriebesätze voneinander unab hängig laufen können und das Aussenrad 21 festge halten wird.
Wenn der erste und der zweite Getriebesatz zwangläufig durch gewisse in den Fig. <B>1</B> und 2 dar gestellte Mittel miteinander gekuppelt sind und ausser dem beide Aussenräder<B>13,</B> 21 festgehalten sind, dann sind offenbar beide Getriebesätze am Laufen gehin dert, weil die Innenräder<B>16, 18</B> zusammen mit der treibenden Welle<B>17</B> mit gleicher Drehzahl laufen müssen, mit andern Worten wird die Drehung des Innenrades<B>18,</B> welches die Anzahl
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Umdrehungen ausführt, welche eintritt, wenn der zweite Getriebesatz<B>21-19-20-18</B> unabhängig vom ersten Getriebesatz<B>13-14-15-16,</B> wie oben erwähnt, gedreht wird, durch die treibende Welle<B>17</B> beschränkt auf die Anzahl von Umdrehungen,
welche derjenigen des Innenrades <B>16</B> entspricht und
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ist. Zwischen den Innenrädern<B>16, 18</B> besteht in den Umdrehungszahlen ein Unterschied von
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Wenn daher nicht eines der beiden Aussenräder<B>13,</B> 21 vom anderen gelöst wird, können die beiden Ge triebesätze nicht zu einer Einheit, die laufen kann, zusammengefasst werden.
Da das Aussenrad 21 drehbar ist, wird es mittels der Planetenräder<B>19,</B> 20 durch das Innenrad<B>18</B> ge dreht. Da also das drehbare Aussenrad 21 durch das Innenrad<B>18</B> angetrieben ist, beträgt seine Um drehungsanzahl, welche durch eine Umdrehung der Planetenräder<B>19,</B> 20 bewirkt wird,
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Diese Anzahl von Umdrehungen ist erreichbar, wenn das Innenrad<B>16</B> eine Anzahl von Umdrehungen
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ausgeführt hat, die mit der Umdrehungsanzahl der treibenden Welle<B>17</B> übereinstimmt.
Daher ist das Verhältnis der Umdrehungszahl, des drehbaren Aussen rades zu einer Umdrehung der treibenden Welle<B>17,</B> das heisst also die reduzierte Drehzahl der getriebenen Welle<B>39,</B> durch folgenden Ausdruck gegeben:
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Dieser Ausdruck kann wie folgtumgewandelt werden:
EMI0003.0031
Aus vorstehendem geht hervor, dass es sich hier darum handelt, eine Methode bzw. einen Mecha nismus zu finden, um den Umdrehungszahlenunter- schied zweier Innenräder auszugleichen, wobei die Rotation der Innenräder durch den Umlauf der ent sprechenden Planetenräder mit gleicher Geschwindig keit bewirkt wird und angenommen wird, dass die Planetenräder in entsprechenden, voneinander unab hängigen bzw. getrennten Getriebesätzen angeordnet sind.
Wenn das Glied
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grösser ist als das Glied
EMI0004.0002
dann ist das Verhältnis
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positiv, wobei die getriebene Welle im gleichen Dreh sinn wie die treibende Welle läuft, wogegen, wenn
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kleiner ist als das Glied
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das Verhältnis
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negativ ausfällt, wobei die getriebene Welle im ent-
EMI0004.0007
Bei folgenden Zähnezahlen <I>a<B>= 100, b</B></I><B> =</B> 34,<I>c</I> = <B>32,</B> <B><I>d</I> = 97,</B><I>e<B>=</B></I><B> 33,<I>f =</I> 31,</B> beträgt
EMI0004.0009
Bei nachstehenden Zähnezahlen: <I>a<B>= 100, b =</B></I><B> 33,</B><I>c</I><B>=</B> 34, <B><I>d</I> = 97,</B> e<B>= 32, f</B> = <B>33,</B> beträgt:
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Wie aus vorstehender Zahlentafel hervorgeht, kann der Drehzahlreduktionsgrad zwischen 1/1() und gegengesetzten Drehsinne umläuft als die treibende Welle.
Wenn das Glied
EMI0004.0015
ganz nahe an das Glied
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herankommt, wird
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minimal ausfallen, so dass die Geschwindigkeits reduktion der getriebenen Welle maximal ausfällt.
Werden z. B. die Zähnezahlen der Räder wie folgt angenommen: <I>a</I> = <B><I>100, b = 35,</I></B><I> c<B>=</B></I><B> 30,</B> <B><I>d = 103,</I></B><I> e</I> = <B>36, f</B> = <B>31,</B> dann beträgt Wie aus der vorstehenden Berechnung hervor geht, kann die Drehzahlreduktion in weitem Umfange variiert werden durch blosses Ändern der Zähnezahl eines jeden Rades.
Um diese Zusammenhänge noch klarer zu machen, sollen nachstehend weitere Beispiele ange geben werden. In diesen ist die Zähnezahl des ersten Getriebesatzes, das heisst die Zähnezahl eines jeden Aussenrades<B>13,</B> Planetenrades 14,<B>15</B> und Innen rades<B>16</B> variiert, wogegen die Zähnezahl des zwei ten Getriebesatzes, das heisst die Zähnezahl des rotierenden Aussenrades 21, der Planetenräder<B>19,</B> 20 und des Innenrades<B>18</B> unverändert belassen wird. 1/"" variiert werden durch blosses Ändern der Zähnezahl des ersten Getriebesatzes.
Die getriebene Welle kann auch im entgegen gesetzten Drehsinne gegenüber der treibenden Welle rotieren, wenn a.f grösser gewählt wird als c.d. So kann bewirkt werden, dass das getriebene Glied ün Uhrzeigersinne oder aber entgegengesetzt dem Uhr- zeigersinne rotiert, ohne zusätzliche Hilfsmittel, welche üblicherweise bei den bekannten Getrieben zur Umsteuerung verwendet werden.
Double reduction gear The present invention relates to a double reduction gear with two planetary gears to achieve a large reduction ratio between tween the driving and the driven member.
Previously known reduction gears can all be divided into two types, namely in gear stationary on the one hand and planetary gear on the other hand. The stationary gears generally have relatively large links so that they require a relatively large amount of space for installation. This disadvantage is particularly evident when high-speed, high-performance motors are used for the drive and the speed has to be reduced to a desired, very low speed, as is the case for example.
B. takes place in the case of marine turbines, which are used to drive the propeller, even if the speed reduction process in and of itself is quite satisfactory. On the other hand, reduction gears with planetary gears can be built more compactly than stationary gear units. A known reduction gear in the form of a planetary gear includes an externally toothed internal gear or central or sun gear, which is rigidly connected to the driving shaft, and a fixed or stationary, internally toothed external gear and at least one planetary gear,
which is arranged between the inner and outer gears and meshes with these gears. With this arrangement, the rotation of the internal gear caused by the drive shaft causes the planetary gear to rotate around the internal gear, with the planetary gear rotating about its axis. As is known, the rotation of the axis of the planetary gear around the axis of the inner gear corresponds to the rotation of the driven member when the latter is coupled to the planetary gear carrier by suitable means.
In this case, the ratio of the speed reduction is limited by an existing relationship between the number of teeth of the inner gear and that of the outer gear, so that the reduction ratio of the speed is practically within as narrow limits as 1/5 to 1 / 6- This is due to the fact that the number of teeth or the pitch circle diameter of the outer gear is always limited by a certain maximum value given by the available space.
Other reduction gears in the form of planetary gears have a stationary outer wheel and a plane wheel directly in engagement with this, the latter being arranged eccentrically to the outer wheel. When the planetary gear is set in rotation by a crank on the driving shaft, it rolls off the internal teeth of the external gear. The rotation of the planetary gear relative to the external gear is transmitted to the driven member by suitable means with the desired reduction ratio. In this case, the reduction ratio of the speed is due to the difference between the number of teeth of the external gear and that of the planetary gear.
If the number of teeth on one of these wheels is selected so that the difference compared to the number of teeth on the other wheel is equal to <B> 1 </B>, then this gear unit results in a maximum speed reduction. However, such a ratio of the number of teeth obviously leads to interference between the planetary gear and the external gear.
To avoid this, the teeth of the planetary gear must be based on cycloid teeth instead of involute teeth, with the tooth profile as well. the envelope curve of the outer wheel must be replaced by a row of pins according to the pin wheel system. This type of construction is unsuitable for transmitting large amounts of power to the driven member of the reduction gear.
The present invention therefore aims to provide a reduction gear which is suitable for reducing the speed of a high-speed drive member to a low speed of a driven member without significant power losses. The invention relates to a double production gear, which is characterized in that it has two planetary gear sets, of which the first set consists of an externally toothed internal gear rigidly attached to the driving shaft, at least two planetary gears and a stationary internally toothed external gear, the second set on the other hand, from a likewise rigidly seated on the driving shaft,
externally toothed inner gear, at least two planet gears and a rotating internally toothed outer gear seated on the driven shaft, the planet gears of the first set and the planet gears of the second gear set being mounted on separate axles and the planetary gear axles of both gear sets in all operating states uniformly and uniformly are alternately distributed over the circumference. This enables speed reductions in the order of magnitude of <B> 1/1 ", </B> and below to be achieved, with a relatively small installation volume, even when transmitting large amounts of power.
B. the space to accommodate a reduction gear for a steam turbine of <B> 17,500 HP </B> and a speed of <B> 5026 </B> tours / min. to reduce the speed to <B> 105 </B> revs / min., as it is suitable for a ship's propeller, with the usual gear drive design at least 4 m (length) X <B> 5.8 </B> m ( Width) X 4.5 m (height), whereas in the case of a transmission according to the present invention the corresponding dimensions are only <B> 1.5 </B> m X <B> 1.5 </B> m X <B> 1.5 m. The first-mentioned conventional transmission weighs about <B> 128 </B> tons compared to <B> 18 </B> tons of the second-mentioned transmission.
The drawing shows an embodiment of the subject matter of the invention.
Fig. 1 shows a vertical axial central longitudinal section.
Fig. 2 shows a horizontal center section.
FIGS. 3 and 4 each show a cross section along the line <B> 3-3 </B> and 4-4 in FIG. 1. </B>
The reduction gear shown has a housing <B> 10 </B>, consisting of a front housing cap <B> 11 </B> and a rear housing cap 12. On the inside of the rear cap 12 is an internally toothed ring gear B> 13 </B> rigidly attached, which forms the outer gear of a planetary gear. A pair of planet gears 14, <B> 15 </B> mesh with the outer gear <B> 13 </B>. On the other hand, these planet gears are in engagement with the inner gear <B> 16 </B> of this planetary gear, which is seated on a driving shaft <B> 17 </B>. The internal gear 18 of a second planetary gear is attached to this shaft at an axial distance therefrom. A second pair of planetary gears 19, 20 is in mesh with the inner gear 18 (FIGS. 2 and 4).
A rotating internally toothed external gear 21 is in engagement with the planetary gears 19, 20, which is seated on the inside of a hat-shaped driven member 22 and is rigidly connected to it.
The driving shaft <B> 17 </B> is rotatably mounted by means of bearings <B> 23, </B> 24. The bearing <B> 23 </B> is mounted in a bore 54 of the front housing cap <B> 11 </B>. The bearing 24 is mounted in a central recess 25 of the driven link 22. The inner gears <B> 16, </B> <B> 18 </B> are rigidly connected to the driving shaft <B> 18 </B>, namely by a key <B> 26 </B> or <B> 27 </B> (Figs. <B> 3 </B> and 4). The planet gears 14, 15 are provided with a bushing <B> 28 </B> or <B> 29 </B>, which have the same dimensions and are loose on <B> each </B> on an axle <B> 30 </B> or <B> 31 </B> sit.
The axes <B> 30, 31 </B> sit with both end parts loosely in <B> each </B> a disk <B> 32 </B> or <B> 33, </B> which disks as well sit loosely on the driving shaft <B> 17 </B> with the interposition of sockets 34, <B> 35 </B>. If necessary, the axes 30, 31 can be rigidly connected to the disks 32, 33 by welding.
The gear set, consisting of the inner gear <B> 16, </B> the planetary gears 14, <B> 15 </B> and the stationary outer gear <B> 13, </B> is hereinafter referred to as the first gear set. The other pair of planet gears <B> 19, </B> 20 sit on axles <B> 36, 37, </B> which are mounted on the disks <B> 32, 33 </B> in the same way as was described above for the first gear set. The plane defined by the axes of the planet gears 14, 15 is at right angles to the plane defined by the axes of the planet gears 19, 20. The gear set, which consists of the inner gear <B> 18, </B> the planetary gears <B> 19, </B> 20 and the rotatable outer gear 21, 22, is referred to below as the second gear set.
If the driving shaft <B> 17 </B> is set in rotation by a motor (not shown), then this has a rotation of the planet gears 14, <B> 15 </B> around the inner gear <B> 16 </B> because the outer wheel <B> 13 </B> is fixed. The rotation of the planet gears 14, 15 has the consequence that the axes 30, 31 are entrained, so that the planet gears 19, 20 are also inevitably around them Inner gear <B> 18, </B> and rotate at the same speed as planet gears 14, <B> 15. </B> Here at, planet gears <B> 19, </B> 20 rotate around the Corresponding axis <B> 36 </B> or <B> 37 </B> with a speed determined by its number of teeth. The rotation of the planetary gears 19, 20 causes the outer gear 21, 22 to rotate about its own axis.
Since the driven member 22 is rigidly connected to the ring gear 21, it must rotate at the speed, which is determined by the laws described below. The link 22 consists of a frustoconical shell-shaped part <B> 38 </B> and a flange seated on the driven shaft <B> 39 </B>. The shaft 39 of the driven member 22 is supported in bearings 40, 41. These are arranged in a hub 42 of the rear housing cap 12. The driven shaft <B> 39 </B> is connected to the machine or the like to be driven by means not shown.
With the explained reduction gear, high speeds of the driving shaft <B> 17 </B> can be easily and safely reduced to relatively low speeds of the driven shaft <B> 39 </B>. The degree of speed reduction is determined by the following equations:
EMI0003.0003
2. a = 2b + c, d = 2e + f. Herein mean:
Ni = the speed of the driving shaft <B> 17 </B> N # <B> = </B>! The speed of the driven shaft <B> 39 </B> <I>a</I> <B> = </B> the number of teeth on the outer gear <B> 13 </B> <B> <I> b </I> = </B> the number of teeth on the planet gears 14, <B> 15 </B> <I> c </I> = the number of teeth on the inner gear <B> 16 </B> <B> <I> d </I> = </B> the number of teeth on the rotatable outer gear 21 <I> e </I> = die Number of teeth of the planetary gears <B> 19, </B> 20 <B> <I> f </I> = </B> the number of teeth of the inner gear <B> 18. </B> Since the number of teeth of the gears is proportional to their Pitch circle diameters, if the module is known,
is a <B> <I> = </I> 2b </B> + c and <B> d <I> = </I> </B> 2e <B> + </B> The expression
EMI0003.0013
in the above formula <B> 1 </B> represents the number of rotations of the inner gear <B> 16 </B>, which are caused by the planet gears 14, <B> 15 </B>, if assumed It is assumed that the planetary gears 14, <B> 15 </B> have performed one rotation around the inner gear <B> 16 </B>, in constant engagement with the stationary outer gear <B> 13 </ B> (Fig. <B> 3). </B> The expression
EMI0003.0016
represents the number of rotations of the inner gear <B> 18 </B>, which are caused by the planet gears <B> 19, </B> 20, if it is assumed
that the second gear set <B> 21-19-20-18 </B> according to FIG. 4 is separated from the first gear set <B> 13-14-15-16 </B>, in other words when both gear sets are separated from each other can run independently and the outer wheel 21 will hold Festge.
If the first and the second gear set are inevitably coupled to one another by certain means shown in FIGS. 1 and 2 and, in addition, both outer gears 13, 21 are fixed, then are Apparently both gear sets are prevented from running because the inner gears <B> 16, 18 </B> together with the driving shaft <B> 17 </B> have to run at the same speed; in other words, the rotation of the inner gear <B > 18, </B> which is the number
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Performs revolutions that occur when the second gear set <B> 21-19-20-18 </B> is rotated independently of the first gear set <B> 13-14-15-16, </B> as mentioned above, by the driving shaft <B> 17 </B> limited to the number of revolutions,
which corresponds to that of the inner wheel <B> 16 </B> and
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is. There is a difference in the number of revolutions between the inner gears <B> 16, 18 </B>
EMI0003.0024
Therefore, if one of the two outer gears <B> 13, </B> 21 is not detached from the other, the two gear sets cannot be combined into a unit that can run.
Since the outer gear 21 is rotatable, it is rotated by means of the planet gears 19, 20 through the inner gear 18. Since the rotatable outer gear 21 is driven by the inner gear <B> 18 </B>, its number of revolutions, which is caused by one revolution of the planet gears <B> 19, </B> 20, is
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This number of revolutions can be achieved if the inner wheel <B> 16 </B> has a number of revolutions
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that corresponds to the number of revolutions of the driving shaft <B> 17 </B>.
Therefore, the ratio of the number of revolutions of the rotatable outer wheel to one revolution of the driving shaft <B> 17, </B> that means the reduced speed of the driven shaft <B> 39, </B> is given by the following expression:
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This expression can be converted to:
EMI0003.0031
From the above it emerges that the aim here is to find a method or a mechanism to compensate for the difference in the number of revolutions of two internal gears, the rotation of the internal gears being caused by the rotation of the corresponding planetary gears at the same speed and it is assumed that the planet gears are arranged in corresponding, independent or separate gear sets.
If the limb
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is larger than the limb
EMI0004.0002
then the relationship is
EMI0004.0003
positive, with the driven shaft running in the same direction of rotation as the driving shaft, whereas if
EMI0004.0004
is smaller than the limb
EMI0004.0005
The relationship
EMI0004.0006
is negative, with the driven shaft in the
EMI0004.0007
With the following number of teeth <I> a <B> = 100, b </B> </I> <B> = </B> 34, <I> c </I> = <B> 32, </B> <B> <I> d </I> = 97, </B> <I> e <B> = </B> </I> <B> 33, <I> f = </I> 31, </B> is
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With the following number of teeth: <I> a <B> = 100, b = </B> </I> <B> 33, </B> <I> c </I> <B> = </B> 34 , <B> <I> d </I> = 97, </B> e <B> = 32, f </B> = <B> 33, </B> is:
EMI0004.0011
EMI0004.0012
As can be seen from the table of figures above, the degree of speed reduction can be between 1/1 () and the opposite direction of rotation revolves than the driving shaft.
If the limb
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very close to the limb
EMI0004.0016
comes up, will
EMI0004.0017
be minimal, so that the reduction in speed of the driven shaft is maximal.
Are z. B. the number of teeth of the wheels assumed as follows: <I> a </I> = <B> <I> 100, b = 35, </I> </B> <I> c <B> = </ B > </I> <B> 30, </B> <B> <I> d = 103, </I> </B> <I> e </I> = <B> 36, f </ B > = <B> 31, </B> As can be seen from the above calculation, the speed reduction can be varied to a large extent by simply changing the number of teeth on each wheel.
In order to make these relationships even clearer, further examples are given below. In these, the number of teeth of the first gear set, that is, the number of teeth of each outer gear <B> 13, </B> planet gear 14, <B> 15 </B> and inner gear <B> 16 </B> varies, whereas the number of teeth of the second gear set, that is to say the number of teeth of the rotating outer gear 21, the planet gears 19, 20 and the inner gear 18, is left unchanged. 1 / "" can be varied by simply changing the number of teeth of the first gear set.
The driven shaft can also rotate in the opposite direction to the driving shaft if a.f is chosen to be greater than c.d. In this way it can be achieved that the driven member rotates clockwise or counterclockwise, without additional aids, which are usually used in the known gears for reversing.