Getriebe mit innerem und äusserem Zentralrad und in diese Zentralräder eingreifenden Zwischenrädern, mit Gerad- oder Einfachschrägverzahnung der Räder Die Erfindung betrifft ein Getriebe mit innerem und äusserem Zentralrad und in diese Zentralräder eingreifenden Zwischenrädern, mit Gerad- oder Ein fach-Schrägverzahnung der Räder und mit selbst tätigem Lastausgleich, wobei für alle Räder eine axiale Festlage vorgesehen ist.
Es ist bei Planetenradgetrieben, die unter Ge triebe der vorstehenden Art fallen, mit Gerad- oder Einfachschrägverzahnung üblich und notwendig, den Planetenrädern, das heisst den Zwischenrädern, seit liche Führungslager zu geben. Dieses gilt für gerade verzahnte und in besonderem Masse auch für einfach schrägverzahnte Planetenradgetriebe. Bei letzteren treten nämlich an jedem Planetenrad (Zwischenrad) Kippkräfte auf, welche die Achse des Planetenrades schräg zu stellen suchen.
Die seitlichen Lagerungen können zwar grössere Schrägstellungen der Planeten radachsen verhindern. Kleinere Auswinklungen im Rahmen dessen, was die Lagerspiele zulassen, blei ben jedoch unvermeidlich und beeinträchtigen das Tragbild des Planetenradlagers und der Zahneingriffe. Diese Lagerungen führen ausserdem zu einer be trächtlichen Erhöhung der Lagerreibungsverluste.
Diese verhältnismässig grossen Lagerreibungsverluste schienen bisher bei gerad- oder einfachschrägver- zahnten Stirnräderplanetengetrieben bzw. bei Ge trieben der eingangs genannten Art unvermeidlich. Zu diesem Nachteil trat bei den cinfachschrägver- zahnten Getrieben noch eine Beeinträchtigung der Zahneingriffsverhältnisse.
Es ist bekannt, pfeil- oder doppelschrägverzahnte Planetenradgetriebe derart mit Zahndruckausgleich auszubilden, dass auf die einzelnen Planetenräder keine Kippkräfte mehr wirken und so die seitlichen Führungslager fortfallen, indem ein einziges Rad des Getriebes in axialer Richtung festgelegt ist und so als Führungsrad für die andern Räder dient, deren axiale Lage ausschliesslich durch Verzahnungseingriff festgelegt ist.
Die Erfindung hat sich die Aufgabe gestellt, die grossen Vorteile der diesem pfeilverzahnten Stirn räderplanetengetrieben eigenen Lagerung und axialen Führung der Planetenräder auch solchen Getrieben der eingangs genannten Art zuteil werden zu lassen, welche nur einfach schräge oder gerade, der Kraft übertragung dienende Zähne aufweisen.
Diese Auf gabe soll erfindungsgemäss dadurch gelöst werden, dass eines der Zahnräder in bezug auf den sein Dreh moment aufnehmenden oder einleitenden Teil axial festgelegt ist, und dass die axiale Lage der übrigen Zahnräder durch Druckringe festgelegt ist, welche fest mit den Rädern verbunden sind und auch etwaige auf die Zwischenräder wirkende Kippmomente auf nehmen.
Es ergibt sich hierbei an jedem einzelnen Rad des Getriebes neben der axialen Halterung ein Aus gleich der Kippkräfte bzw. -momente. Derartige Druckringe sind an sich bei Stirnrädergetrieben mit einseitiger Schraubenverzahnung bekannt. Die mit innerem und äusserem Zentralrad und Zwischen rädern arbeitenden Getriebe, auf die sich die Erfin dung bezieht, weisen jedoch im Vergleich zu der artigen Stirnrädergetrieben mit einseitiger Schrau- benverzahnung besondere Verhältnisse auf.
Vorteilhafterweise ist das äussere Zentralrad so wohl gelenkig mit dem sein Drehmoment aufnehmen den Teil gekuppelt als auch in bezug auf diesen Teil axial festgelegt.
Des weiteren kann das Getriebe dadurch ver bessert werden, dass mindestens eines der Zentral räder in einen die Verzahnung bildenden und einen die Druckringe bildenden Teil unterteilt ist, wobei die Druckringe ihrerseits ebenfalls geteilt ausgebildet sind.
Die Abbildungen zeigen zwei Ausführungsbei spiele der Erfindung. Es stellen dar: Fig. 1 einen Längsschnitt, teilweise in Ansicht, durch ein erfindungsgemässes, als Planetenräder getriebe mit umlaufendem Planetenradträger ausge bildetes Getriebe, Fig. 2 einen Längsschnitt durch ein erfindungs gemäss ausgebildetes Getriebe mit feststehendem Zwischenradträger; diese Art von Getrieben stellt ein sogenanntes Standgetriebe dar.
Fig. 3 und 4 zeigen besondere Ausführungsbei spiele für die Art der Ausbildung des äussern Zen tralrades von erfindungsgemässen Getrieben.
In Fig. 1 ist mit 1 ein umlaufender Planetenrad- 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 Pla netenräder 6 drehbar gelagert, von denen eines teil weise im Schnitt dargestellt ist. Die Planetenräder 6 stehen einerseits im Zahneingriff mit dem innern Zentralrad 7, welches in an sich bekannter Weise ungelagert und mit der Welle 8 mittels einer gelen kigen Kupplung 9 drehfest, aber sonst gelenkig verbunden ist.
Anderseits stehen die Planetenräder 6 im Zahneingriff mit dem äussern Zentralrad 10, welches seinerseits mit dem sein Drehmoment auf nehmenden 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 ausgebildet, welche auch axiale Verschiebungen des innern Zentralrades 7 zulässt. Die Zahnräder dieses Planetenrädergetriebes sind mit einer Einfach-Schrägverzahnung 12 mit einer bei doppelschrägverzahnten Getrieben üblichen Zahn schräge versehen.
Ferner weisen sie eine Reihe von Druckringen auf, die eine im Winkel von 90 zur Achse stehende Verzahnung 13 bilden und somit ein Zahnstangenprofil aufweisen. Bei dem in Fig. 1 dar gestellten Ausführungsbeispiel sind die Planeten räder 6 und das innere Zentralrad 7 einteilig aus gebildet, während das äussere Zentralrad 10 gemäss der Einfach-Schrägverzahnung und den Druckringen geteilt ist, wobei die Schrägverzahnung 14 mit der Schrägverzahnung 12 der Planetenräder 6, während die Druckringverzahnung 15 mit der Ringverzahnung 13 der Planetenräder 6 in Eingriff steht.
Die beiden Hälften des äussern Zentralrades 10 werden nach er folgtem Zusammenbau des Getriebes zu einer Ein heit verbunden.
Gemäss Fig. 2 ist der Zwischenradträger 16 fest mit dem Gehäuse 17 verbunden. In dem Zwischen radträger 16 sind in bekannter Weise die Zwischen räder 18 auf Lagerbolzen 19 drehbar gelagert: Sie stehen einerseits im Zahneingriff mit dem innern Zentralrad 20, anderseits mit dem äussern Zentralrad 21.
Das innere Zentralrad 20 ist in bekannter Weise ungelagert ausgebildet und ist mit dem mit ihm in Verbindung stehenden Teil, in diesem Falle mit der Welle 22, drehfest aber gelenkig verbunden; diese gelenkige Verbindung wird im vorliegenden Beispiel mittels einer doppelten Zahnkupplung 23 bewerk stelligt, welche auch axiale Verschiebungen des innern 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 56 gelenkig verbunden. Die Welle 24 ist mittels zweier Lager 25 und 26 gelagert, wobei die axiale Lage der Welle 24 mittels des Lagers 25 festgelegt ist.
Die Zahnräder 18, 20 und 21 sind wie im Beispiel nach Fig. 1 mit einer Ein fach-Schrägverzahnung 27 und mit einer Ring verzahnung 28 versehen. Die Einfach-Schrägver- zahnung 27 weist als breitere Radhälfte einen auch sonst bei Pfeilverzahnungen üblichen Schrägungs- winkel auf, während die Ringverzahnung 28 der an dern Radhälfte aus einer Reihe von Ringen besteht, die im Winkel von 90 zur Achse stehen.
Wie im Falle des Ausführungsbeispiels nach Fig. 1 sind die Zwischenräder 18 und das innere Zentralrad 20 un geteilt ausgebildet, während das äussere Zentralrad 21 nach den beiden Verzahnungsteilen geteilt aus gebildet, jedoch mittels Schrauben 29 zu einer Ein heit verbunden ist.
Sowohl in dem Beispiel nach Fig. 1 wie in dem nach Fig. 2 sind die Planeten- bzw. Zwischenräder 6 bzw. 18 mit seitlichem Spiel gelagert, so dass sie axiale Einstellbewegungen ausführen können. Die axiale Halterung des Rädersatzes wird in beiden Bei spielen dadurch erreicht, dass die Verbindung des äussern Zentralrades 10 bzw. 21 mit dem sein Dreh moment aufnehmenden Teil 4 bzw. 24 als axial feste Verbindung ausgebildet ist. Zu diesem Zwecke ist bei der Ausführungsform nach Fig. 1 ein Zahnkranz 34 fest mit dem Gehäuse 4 verbunden.
Die Zahn kupplung 11 ist mit zwei Zahnkränzen versehen, von denen der eine in die Zähne eines Kupplungszahn kranzes eingreift, der auf dem die Schrägverzahnung 14 aufweisenden Radteil vorgesehen ist, während der andere in die Zähne des Kupplungszahnkranzes 34 greift. Federringe 30, 31, 32, 33, die in entspre chende Nuten der Kupplungszahnkränze der Zahn kupplung 11 eingreifen, legen die axiale Lage des mit der Verzahnung 14 versehenen Radteils und damit des äussern Zentralrades 10 und der Räder 6 und 7 fest.
In entsprechender Weise ist bei der Ausführungs form nach Fig. 2 die Welle 24 mit einer Scheibe 35 versehen, deren Aussenumfang einen Kupplungszahn kranz 36 besitzt. Das äussere Zentralrad 21 wie derum, und zwar im Ausführungsbeispiel der Teil mit der Schrägverzahnung, ist mit einem Kupplungs zahnkranz 37 versehen. Die beiden Zahnkupplungs- kränze der Zahnkupplung 56 greifen einerseits in den Zahnkranz 36 und anderseits in den Zahnkranz 37 ein, wobei wiederum die axiale Lage des äussern Zentralrades 21 mittels Federringen 38, 39, 40, 41 festgelegt ist.
Natürlich kann die axiale Halterung des Rädersatzes auch von einem der übrigen Teile desselben erfolgen, beispielsweise vom innern Zen tralrad 7 bzw. 20, oder von einem der Planeten bzw. Zwischenräder 6 bzw. 18 aus.
Die Fig. 3 zeigt im einzelnen die Ausbildung des äussern Zentralrades nach Fig. 1 bzw. 2 und insbe sondere die Verbindung der beiden Radteile. Wäh rend das Radteil 53 in bekannter Weise ausgebildet ist, ist das andere Radteil 42, 43 in der Längsebene, wie bei 54 angedeutet, geteilt ausgebildet, und wird sowohl vom Radteil 53 her mit einem Zentrierbund 44 wie auch von einem Ring 45 her mit einem Zentrierbund 46 umfasst; das Ganze wird mittels Schrauben 47 zusammengehalten. Diese Art der Tei lung der einen, mit der Ringverzahnung versehenen Radhälfte gestattet, das Getriebe in einfacher Weise zusammenzubauen. Der besseren Anschaulichkeit wegen ist ein Zwischenrad 55 mit eingezeichnet.
Eine andere Ausbildungsmöglichkeit der Rad teilung ist in Fig. 4 dargestellt. Auch hier besteht das äussere Zentralrad aus zwei Teilen 48 und 49, welche unmittelbar mittels Schrauben 50 verschraubt sind und den Zahnring 51 des Zwischenrades 52 von beiden Seiten umfassen. Hierbei ist die Ver zahnung des Aussenradteils 48 über die ganze Breite des Rades durchgeführt, so dass die Zähne mit ihren seitlichen Brustflächen am Zahnring 51 anliegen. In diesem Falle ist also eine die Montage des Ge triebes ermöglichende Teilung in der Querebene vorgesehen. Diese Ausbildung ist besonders dann zweckmässig, wenn die Ringverzahnung eingängig ausgebildet wird, wie hier dargestellt.
Auch eignet sich diese hier gezeigte Art der Teilung für den Fall, dass man, was aus Montagegründen der Fall sein kann, das innere Zentralrad geteilt ausführen will. In diesem Fall wird zweckrnässigerweise am innern Zentralrad, in Richtung des Kraftflusses ge sehen, die Ringverzahnung zuletzt kommen.
Auf den Abbildungen sind Getriebe mit Einfach- Schräg- und Ringverzahnung dargestellt, bei denen die Zähne der Ringverzahnung im Winkel von 90 zur Achse stehen. Dabei kann gleichzeitig die andere Verzahnung im Winkel von 0 zur Achse stehen, also als Geradverzahnung ausgebildet sein. Solch eine Ausbildung der Erfindung kann z. B. dann von Vorteil sein, wenn z. B. von der Innenrad seite her ein Axialschub auf das Gehäuse (im Falle der Anordnung nach Fig. 1) übertragen werden soll, ohne Benutzung von Längs- oder Drucklagern.
Die beschriebene Ausbildung desjenigen Rad teils, welches die Ringverzahnung aufweist, bringt dadurch, dass deren Ringzähne im Winkel von 90 zur Achse stehen, den Vorteil, dass ihr Zahnprofil als Zahnstangenprofil dargestellt werden kann. Das bedeutet, dass diese Verzahnung im Drehverfahren, beispielsweise mittels eines Kammstahls, erzeugt wer den kann, was eine wesentliche Verbilligung der Her stellung bedeutet, weil weder teure, Spezialmaschi nen noch aufwändige Verzahnungswerkzeuge dafür benötigt werden.
Transmission with inner and outer central wheel and intermediate wheels engaging in these central wheels, with straight or single helical toothing of the wheels The invention relates to a transmission with inner and outer central wheel and intermediate wheels engaging in these central wheels, with straight or single helical toothing of the wheels and with themselves active load balancing, whereby an axial fixed position is provided for all wheels.
It is common and necessary for planetary gears that fall under Ge gear of the above type, with straight or single helical teeth, to give the planet gears, that is, the intermediate gears, since Liche guide bearings. This applies to straight-toothed and especially also to single helical-toothed planetary gears. In the case of the latter, tilting forces occur on each planet gear (intermediate gear) which try to position the axis of the planet gear at an angle.
The lateral bearings can prevent the planetary wheel axles from being inclined. Smaller angulations within the scope of what the bearing clearances allow, however, remain inevitable and impair the contact pattern of the planetary gear bearing and the meshing. These bearings also lead to a considerable increase in bearing friction losses.
These relatively large bearing friction losses have hitherto seemed unavoidable with straight or single helical toothed spur gears or with drives of the type mentioned at the beginning. In addition to this disadvantage, the gear meshing with single-helical gears was impaired.
It is known to design herringbone or double helical planetary gears with tooth pressure compensation in such a way that tilting forces no longer act on the individual planet gears and so the lateral guide bearings are omitted, in that a single wheel of the gear is fixed in the axial direction and thus serves as a guide wheel for the other wheels whose axial position is determined exclusively by the meshing of the teeth.
The invention has set itself the task of allowing the great advantages of this herringbone spur gear planetary gear bearing and axial guidance of the planetary gears to be given to those gears of the type mentioned, which simply have oblique or straight teeth serving for power transmission.
This task is to be achieved according to the invention in that one of the gears is axially fixed with respect to the torque absorbing or introducing part, and that the axial position of the other gears is fixed by pressure rings, which are firmly connected to the wheels and also take up any tilting moments acting on the intermediate gears.
This results in an off equal to the tilting forces or moments on each individual wheel of the transmission in addition to the axial bracket. Such pressure rings are known per se in spur gears with one-sided helical teeth. The gears that work with inner and outer central gears and intermediate gears, to which the invention relates, have, however, special conditions compared to the type of spur gears with one-sided helical teeth.
Advantageously, the outer central wheel is so well articulated with which its torque absorb the part coupled as well as axially fixed with respect to this part.
Furthermore, the transmission can be improved in that at least one of the central wheels is subdivided into a part forming the toothing and a part forming the pressure rings, the pressure rings in turn also being designed to be divided.
The figures show two Ausführungsbei games of the invention. 1 shows a longitudinal section, partially in view, through a transmission according to the invention, designed as a planetary gear with a rotating planetary carrier, FIG. 2 shows a longitudinal section through a transmission designed according to the invention with a stationary intermediate gear carrier; this type of gear represents a so-called stationary gear.
Fig. 3 and 4 show special Ausführungsbei games for the type of training of the outer Zen tralrades of the inventive transmissions.
In FIG. 1, 1 designates a revolving planet carrier which is rotatably supported in a housing 4 by means of two bearings 2 and 3. In the planetary gear carrier 1, the axial position of which is set by means of the bearing 3, 5 Pla designated wheels 6 are rotatably mounted on bearing pins, one of which is partially shown in section. The planet gears 6 are on the one hand in meshing engagement with the inner central wheel 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.
On the other hand, the planet gears 6 are in meshing engagement with the outer central gear 10, which in turn is rotatably but articulated with the part receiving its torque, in this case with the housing 4, in the case of this example by means of a double toothed clutch 11. The articulated coupling 9 is also designed here in a known and proven way as a double toothed coupling which also allows axial displacements of the inner central wheel 7. The gears of this planetary gear train are provided with a single helical toothing 12 with a tooth incline that is usual in double helical gears.
Furthermore, they have a number of pressure rings which form a toothing 13 at an angle of 90 to the axis and thus have a rack profile. In the embodiment shown in Fig. 1, the planet gears 6 and the inner central gear 7 are formed in one piece, while the outer central gear 10 is divided according to the single helical toothing and the pressure rings, the helical toothing 14 with the helical toothing 12 of the planetary gears 6 , while the pressure ring toothing 15 is in engagement with the ring toothing 13 of the planetary gears 6.
The two halves of the outer central gear 10 are connected to a unit after it is assembled the transmission.
According to FIG. 2, the intermediate gear carrier 16 is firmly connected to the housing 17. In the intermediate wheel carrier 16, the intermediate wheels 18 are rotatably mounted on bearing bolts 19 in a known manner: on the one hand, they mesh with the inner central wheel 20, and on the other hand with the outer central wheel 21.
The inner central wheel 20 is designed 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 articulated connection is made in the present example by 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 56. The shaft 24 is mounted 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 as in the example of FIG. 1 with a single helical toothing 27 and a ring gear 28 is provided. The single helical toothing 27, as a wider half of the wheel, has a helical angle that is otherwise usual with herringbone teeth, while the ring toothing 28 of the other half of the wheel consists of a series of rings that are at 90 degrees to the axis.
As in the case of the embodiment of FIG. 1, the intermediate gears 18 and the inner central gear 20 are formed un divided, while the outer central gear 21 is formed from divided by the two toothing parts, but is connected to a unit by means of screws 29.
Both in the example according to FIG. 1 and in that according to 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 mounting of the set of wheels is achieved in both cases in that the connection of the outer central wheel 10 or 21 with the torque-absorbing part 4 or 24 is designed as an axially fixed connection. For this purpose, in the embodiment according to FIG. 1, a ring gear 34 is firmly connected to the housing 4.
The toothed clutch 11 is provided with two ring gears, one of which engages the teeth of a clutch ring gear provided on the wheel part having the helical gearing 14, while the other engages the teeth of the clutch ring gear 34. Spring washers 30, 31, 32, 33, which engage in corresponding grooves of the coupling sprockets of the toothed clutch 11, set the axial position of the gear part provided with the toothing 14 and thus the outer central gear 10 and the wheels 6 and 7.
In a corresponding manner, in the embodiment according to FIG. 2, the shaft 24 is provided with a disk 35, the outer circumference of which has a clutch tooth wreath 36. The outer central gear 21, in turn, in the exemplary embodiment the part with the helical teeth, is provided with a clutch ring gear 37. The two toothed clutch rings of the toothed clutch 56 engage, on the one hand, in the toothed ring 36 and, on the other hand, in the toothed ring 37, the axial position of the outer central wheel 21 being again fixed by means of spring rings 38, 39, 40, 41.
Of course, the axial mounting of the set of wheels can also take place from one of the other parts of the same, for example from the inner Zen tralrad 7 or 20, or from one of the planets or intermediate gears 6 or 18.
Fig. 3 shows in detail the formation of the outer central wheel according to FIG. 1 or 2 and in particular the connection of the two wheel parts. While the wheel part 53 is formed in a known manner, the other wheel part 42, 43 is formed in the longitudinal plane, as indicated at 54, divided, and is both from the wheel part 53 with a centering collar 44 and a ring 45 with a Centering collar 46 includes; the whole is held together by means of screws 47. This type of Tei development of the one wheel half provided with the ring toothing allows the transmission to be assembled in a simple manner. For the sake of better clarity, an intermediate wheel 55 is also shown.
Another training option for the wheel division is shown in FIG. Here, too, the outer central wheel consists of two parts 48 and 49, which are screwed directly by means of screws 50 and encompass the toothed ring 51 of the intermediate wheel 52 from both sides. Here, the toothing of the outer wheel part 48 is carried out over the entire width of the wheel, so that the teeth rest against the toothed ring 51 with their lateral chest surfaces. In this case, the assembly of the transmission enabling division is provided in the transverse plane. This design is particularly useful when the ring toothing is designed to be catchy, as shown here.
This type of division shown here is also suitable for the case that, which may be the case for assembly reasons, the inner central wheel is to be divided. In this case, on the inner central wheel, in the direction of the power flow, the ring gearing will come last.
The illustrations show gears with single helical and ring gearing, in which the teeth of the ring gearing are at an angle of 90 to the axis. At the same time, the other toothing can be at an angle of 0 to the axis, that is, it can be designed as a straight toothing. Such an embodiment of the invention can e.g. B. be advantageous if z. B. from the inner wheel side, an axial thrust on the housing (in the case of the arrangement of FIG. 1) is to be transmitted without the use of longitudinal or thrust bearings.
The described design of that wheel part which has the ring toothing, because its ring teeth are at an angle of 90 to the axis, has the advantage that its tooth profile can be represented as a rack profile. This means that this toothing can be produced in the turning process, for example by means of a comb steel, which means that production is considerably cheaper because neither expensive, special machines nor complex toothing tools are required for this.