Planetengetriebe Diese Erfindung betrifft e in Planetengetriebe. Die Mehrzahl heutiger Planetengetriebe besteht normaler weise aus zusammenwirkenden Zahnrädern, ein schliesslich daran ausgebildeter Doppelschraubenver zahnung. Es ist allgemein bekannt, dass die Verwen dung von Pfeilzähnen in einem Planetengetriebe von Vorteil ist, indem dabei die Anzahl gleichzeitig inein andergreifender und eine gleichmässige Verbindung bewirkender Zähne zunimmt und zwei einander ge genüberliegende Verzahnungen der Pfeilverzahnung dahin tendieren, gleichmässig belastet zu werden und dadurch Berührungsunebenheiten zwischen den Zäh nen selbst in dem Fall kompensieren, dass eine Zahn breite extrem breit oder ein Getriebekasten defor miert sein sollte.
Anderseits muss das Pfeilverzahnungsrad mit Be zug auf seinen Steigungswinkel, Zahnprofil, Zahn stärke usw. mit grösster fachmännischer Geschick lichkeit sehr genau maschinell bearbeitet werden. Be sonders wenn es erwünscht ist, ein Winkelzahnge triebe von einheitlicher Konstruktion herzustellen, sind maschinelle Bearbeitungen, einschliesslich Schneiden von Zähnen, Scheiben, Honen und der gleichen, erforderlich, wobei diese Arbeitsgänge im Vergleich zur Herstellung eines Stirnrades oder eines einflachen schrägverzahnten Rades grössere technische Geschicklichkeit und zeitraubenden Arbeitsaufwand erfordern. Das Endprodukt ist daher teuer.
Ferner sollte ein doppelt schrägverzahntes, sogenanntes Pfeilrad immer an seinem Umfang zwischen den Verzahnungen mit einer umfänglichen Nut von ziem lich grosser Breite versehen sein, wobei diese Nut als offener Raum dient, in welchem der Arbeitsteil eines Schneidwerkzeuges oder eines Schleifrades aus weichen kann. Dies hat jedoch eine Vergrösserung der axialen Dimension des fertigen Zahnrades und eine Tendenz zum Verbiegen der Zahnwelle und zum Verdrehen des Getriebegehäuses zur Folge. Ausser dem können dadurch auch die Zahnräder unregel mässig ineinander eingreifen.
Mit der vorliegenden Erfindung sollen die oben genannten Nachteile behoben werden.
Die Erfindung betrifft ein Planetengetriebe mit einem Sonnenrad, einem Innenverzahnungsgetriebe teil, der koaxial zum Sonnenrad liegt, einer Planeten rädergruppe, die sowohl mit dem Sonnenrad als mit denn Innenverzahnungsgetriebeteil in Eingriff steht, und einem Planetenradträger für das drehbare Ab stützen der Planetenrädergruppe.
Bei dem erfindungsgemässen Planetengetriebe weist der Innenverzahnungsgetriebeteil und/oder das Sonnenrad eine Mehrzahl paarweise gegeneinander liegender Radteile auf, von denen jedes Paar durch einflach schrägverzahnte Zahnkupplungen mit in ent gegengesetzten Richtungen verlaufenden Verzahnun gen miteinander gekuppelt ist. Diese Kupplungen weisen keine Anschläge auf, und daher können die gekuppelten, gegeneinanderliegenden Radteile eine relative Drehbewegung und somit eine relative Schraubenbewegung zur Kupplung ausführen, sind jedoch an der Ausführung einer relativen Axialbe wegung verhindert.
Alle Zahnräder können entweder vom Stirnrad typ oder vom einfachen Schrägverzahnungstyp sein. Im letztgenannten Fall kann entweder das Sonnen rad oder der Innenverzahnungsgetriebeteil, vorzugs weise ein Paar axial angrenzende Radteile umfassen, welche ,ihrerseits idurch ,ein Paar einfach schrägver zahnte .Kupplungen mit in @entgegengesetzten Rich tungen laufenden Verzahnungen miteinander ver- bu Aden sind.
Um idie Anzahl :gleichzeitig eingreifender Zähne zu erhöhen, können die anliegenden Radteile einen vorbestimmten Bruchteil ihrer Zahnteilung, bieispiels- weise eine halbe Zahnteilung, voneinander versetzt sein.
Eine Mehrzahl Verbindungsstangen kann vor zugsweise vorgesehen sein, um entweder die Radteile des Innenverzahnungsgetriebeteiles oder des Sonnen rades für eine begrenzte Drehbewegung und zur Ver hinderung einer relativen Axialbewegung zu verbin den, wodurch sich eine beim Betrieb auftretende Belastung gleichmässig auf die Radteile verteilen lässt.
In der beiliegenden Zeichnung ist eine beispiels weise Ausführungsform des Erfindungsgegenstandes dargestellt. Es zeigen: Fig.l einen teilweisen Axialschnitt durch ein erfindungsgemässes Planetengetriebe, Fig. 2 einen Schnitt nach der Linie II-II in Fig. 1, Fig. 3 im grösseren Massstab eine Verbindungs stange, Fig.4 eine Schnittansicht eines Halteelementes zum Festhalten von Kugeln zwischen einem Paar benachbarter Radteile des Innenverzah nungsgetriebe- teiles, Fig.5 eine Seitenansicht eines Teiles des in Fig. 4 dargestellten Halteelementes, Fig. 6 in grösserem Massstab ebne Schnittansicht eines zwischen einem Paar benachbarter Radteile des Innenverzahnungsgetriebeteiles angeordneten, spi raligen Federteils und Fig. 7 die Seitenansicht eines Teiles der in Fig. 6 dargestellten Feder.
Die Fig. 1 und 2 zeigen ein Planetengetriebe. Ein Sonnenradgetriebeteil 1, ein Planetenradgetriebeteil 2 und ein Innenverzahnungsgetriebeteil 3 sind inner halb eines Gehäuses angeordnet, das aus einer Mehr zahl Deckelteile 4, 5, 6, 7 und 8 besteht. Innerhalb ,des Gehäuses ist das Sonnenradgetriebeteil 1 zum Drehen um seine eigene ortsfeste Achse zentral angeordnet, während das Planetenradgetriebeteil 2 sowohl mit dem Sonnenradgetriebeteil 1 als auch mit dem konzentrisch zum letzteren angeordneten Innenverzahnungsgetriebeteil 3 in Eingriff steht und sich um das Sonnenrad 1 dreht und längs dem In nenumfang des Innenzahnkranzes 3 bewegt, wobei sich der Getriebeteil 2 um seine drehende Achse dreht. Der Innenzahnkranz 3 verbleibt normaler weise ortsfest.
Wie aus Fg. 1 ersichtlich, ist eine schnellaufende Antriebswelle 9 fest an einem Hauptmotor, zum Beispiel einer nicht dargestellten Brennkraftmaschine, angeschlossen und andernends mit dem Getriebeteil 1 durch eine Flanschkupplung 101 verbunden, welche ihrerseits durch eine Zahnradkupplung 102 und einem Paar Halteringglieder 103 mit einem Endteil einer rohrförmigen Übertragungswelle 104 verkoppelt ist. Die Transmissionswelle 104 ist mit ihrem anderen Endteil in ähnlicher Weise mit der Welle 107 der Sonnenräder 1 durch eine Zahnradkupplung 105 und ein Paar Halteringteile 106 verbunden. Die Wellen 9, 104 und 107 sind somit wirksam miteinander ver bunden und verhindert, sich voneinander zu lösen.
Die Welle 107 des Getriebeteiles 1 ist durch ein Paar Zahnradkupplungen 108, 109 und ein Paar Halte ringteile 110, 111 mit einem Paar axial anliegenden Sonnenradteilen 112 und 113 verbunden.
Vorzugsweise besteht das Paar Sonnenradteile 112 und 113 aus einem Paar Stirnräder von gleichem Durchmesser und gleicher Zähnezahl, welche um die Hälfte ihrer Zahnteilung versetzt voneinander ange ordnet sind.
Das Sonnenradteil 1 ist frei beweglich im Innern des Getriebeteiles 2 abgestützt, welcher nun be schrieben werden soll.
Gemäss Fig. 1 besitzt der Planetengetriebeteil 2 einen Planetenradträger 203, welcher an den Deckel teilen 5 und 6 gegenaxiale Bewegung und durch ein Paar Lager 201, 202, die in mittlere Öffnungen der genannten Deckelteile eingepasst sind, drehbar abge stützt ist. Der Träger 203 trägt eine Mehrzahl bei- denendsdaran gelagerte, parallele Achszapfen 205, und es ist ferner an seinem Aussenende eine aus einem Stück mit ihm bestehende Transmissions- oder Ab triebswelle 204 gebildet. Das dargestellte Getriebe besitzt, wie in Fig. 2 gezeigt, drei Achszapfen 205. Jeder der Achszapfen 205 trägt ein Paar Planeten räderteile 206, 207, deren gegeneinanderliegende Endflächen einander berühren.
Die Planetenräder,- teile sind so angeordnet, dass sie in die zugeordneten Sonnenradteile 112 bzw. 113 eingreifen, welche aus Stirnrädern bestehen, die, wie oben beschrieben, um die Hälfte ihrer Zahnteilung voneinander versetzt sind.
Der Innenzahnkranz 3 ist frei beweglich vom Deckelteil 4 im Innern desselben abgestützt. Wie aus Fig. 1 ersichtlich, trägt der Deckelteil 4 an seiner inneren Oberfläche einen hohlen, zylinderförmigen Teil 303 mittels einer Zahnkupplung 301 und einem Paar Halteringteile 302, wodurch dieser zylindrische Teil am Ausführen einer axialen Bewegung gehindert wird. Der hohle zylindrische Teil 303 trägt ein Paar Innenverzahnungsradteile 306 und 307 über ein Paar im Abstand angeordnete, schrägverzahnte Zahn kupplungen 304, 305, welche an der inneren Ober fläche benachbart deren Mitte vorgesehen sind und deren Umfänge jeweils in entgegengesetzten Rich tungen verzahnt sind.
Die Endteile des hohlen, zylindrischen Gebildes 303 erstrecken sich über die entsprechenden Enden der Planetenräder 2 hinaus. An den Endteilen des Zylindergebildes 303 sind axialdruckaufnehmende, ringförmige Scheiben 312, 3e13 mittels Zahnkupp- lungen 308, 309 und Halteringteile 310, 311 ange bracht, wodurch .die Planetenradteile an der Aus führung .axialer Bewegung gehindert werden.
Die inneren Umfangsflächen der ringförmigen Scheiben 312 und 313 sind in Berührung .mit .den seitlichen Endflächen der entsprechenden Planetenradteile ge bracht und vorzugsweise benachbart den Lagen an geordnet, in welchen die zugeordneten I.nnenverzah- .nungsradteile den entsprechenden Zahnkreis aufwei sen.
Wie allgemein bekannt, befindet sich ein Ver- zahnungsradteil jeweils in .abrollender Berührung mit :dem zugeordneten Verzahnungsradteil an passenden Teilkreisen. Die beschriebene Anordnung ermöglicht es daher, die Gleitgeschwindigkeit der Seitenend- fläche des Planetenradteiles relativ zum Innenumfang der axialdruckaufnehmenden Scheibe beträchtlich zu verringern, was eine grosse Verringerung an Rei bungsverlust zur Folge hat.
Wie Fig. 1 zeigt und aus der in grösserem Mass stab dargestellten Fig. 3 ersichtlich ist, erstreckt sich eine Verbindungsstange 312' lose jeweils durch meh rere Paare ausgerichtete axiale Bohrungen, welche passenderweise am Paar Innenverzahnungsradteilen 306 bzw. 307 ausgebildet sind und mit einem Paar halbkugelförmigen Scheiben 314 und einem Paar Muttern 313' zusammenarbeiten, um eine selbst zentrierende, lose Verbindung der beiden Innenver zahnungsradteile herzustellen. Ein Splint 3L6 (Fig. 3) dient dazu, zu verhindern, dass sich die Mutter 313' während des Betriebes der Vorrichtung lockert.
Gemäss den Fig.4 und 5 wird eine Vielzahl Kugeln 317 durch eine Haltevorrichtung 318 zwi schen den gegenüberliegenden Flächen der Innen verzahnungsradteile 306 und 307 festgehalten.
Auf diese Weise wird es einem der Innenver zahnungsradteile ermöglicht, eine winklige Verschie bung mit Bezug auf das andere Innenverzahnungs radteil rauszuführen.
Ein schraubenförmiger Federteil 320 gemäss den Fig. 6 und 7 kann aber auch an die Stelle der in den Fig. 4, 5 gezeigten Kugeln 319 treten.
Beim Betrieb setzt sein nicht dargestellter An triebsmotor die Sonnenradteile 112, 113 mittels der Wellen 9, 104 und 107 in Drehung u m die ge meinsame ortsfeste Achse, wodurch wiederum die Planetenräder 206 um die Sonnenräder und entlang dem Innenumfang der Innenverzahnungsradteile 306, 307 unter gleichzeitigem Drehen um ihre eigenen Drehachsen kreisen. Die Drehbewegung der Welle 9 wird daher der mit letzterer ein Ganzes bildenden Abtriebswelle 204 übertragen, welche ihrerseits mit einer Geschwindigkeit rotiert, die sich durch die Zähnezahl der Verzahnungseinheiten 1, 2 und 3 be stimmt.
Die schrägverzahnten Zahnkupplungen 304, 305 ,sind an ihrem Umfang mit Zähnen von solcher Schrägrichtung ausgebildet, dass bei der in einer Richtung erfolgenden Drehbewegung der Sonnen räder 112, 113 die durch die Kupplungen 304, 305 bewirkten Axialdrücke ein Aneinanderstossen der beiden Innenverzahnungsradteile 306, 307 bewirken.
Beim Betrieb in der genannten einen Richtung kann die erste Rädergruppe der Zahnradteile 112, 206 und 306 Belastungen unterworfen werden, deren Grössen unterschiedlich sein können; das gleiche trifft für die zweite Rädergruppe der Zahnradteile 113, 207 und 307 zu, und zwar infolge von Teilkreis fehlern, von ungenauen Zahnprofilen der betreffenden Verzahnungsradteile und aus anderen Gründen. In einem solchen Fall unterscheidet sich der Axialdruck, welcher eine axiale Komponente der oben genannten Belastung darstellt und durch die schrägverzahnte Zahnkupplung 304 bewirkt wird, von dem durch die Zahnkupplung 305 hervorgerufenen Axialdruck. Dies verursacht eine Axialbewegung der Innenverzah nungsradteile 305 und 307.
Essei nun angenommen, die erste Getriebegruppe sei einer grösseren Belastung oder grösserer Drehkraft unterworfen als die zweite Getriebegruppe. Das In nenverzahnungsradteil 306 in der ersten Getriebe gruppe ruft einen Axialdruck hervor, der grösser ist und in umgekehrter Richtung verläuft wie der Druck des Verzahnungsradteiles 307 in der zweiten Ge triebegruppe, um dadurch einen Druck gegen den letzteren Radteil auszuüben. Es wind darauf ver wiesen, dass beide Innenverzahnungsradteile durch die Verbindungsstangen 312 für eine relative Ver drehung innerhalb gewisser Grenzen miteinander verbunden sind.
Somit ist ersichtlich, dass das der grösseren Drehkraft unterworfene Innenverzahnungs radteil 306 etwas in der Richtung der Drehkraft wer dreht wird, während sich das der geringeren Dreh kraft unterworfene Innenverzahnungsradteil 307 in entgegengesetzter Richtung dreht. Diese Drehbewe gung dauert an bis die von beiden Innenverzah nungsradteilen aufgenommenen Belastungen einander gleich sind, woraufhin die axialen Drücke im Gleich gewicht sind. Auf diese Weise wird die Belastung der ersten Getriebegruppe während des Betriebes stets gleich der Last der zweiten Getriebegruppe gehalten.
Wird die dargestellte Vorrichtung in der umge kehrten oder zweiten Richtung gedreht, dann werden den Innenvenzahnungsradteilen 306 und 307 jeweils Drehkräfte zur Schaffung von Axialdrücken erteilt, welche die Tendenz besitzen, die Verzahnungsradteile auseinander zu bewegen. Wenn die Drehkräfte ein ander gleich ist, dann kompensieren sich die Axial drücke durch die Verbindungsstangen, welche die Innenverzahnungsradteile miteinander verbinden. Wenn die Drehkräfte dagegen voneinander verschie den sind, dann werden die beiden Innenverzahnungs radteile durch die Verbindungsstangen axial ver schoben, wodurch sich ein Lastenausgleich wie inn früheren Fall ergibt.
Es ist somit ersichtlich, dass sich die axialen Lagen der Innenverzahnungsradteile 306, 307 auto matisch innerhalb von Grenzen befinden, die durch den Lastenausgleich, wie oben beschrieben, bestimmt werden. Die axialen Lagen der mit den Innenver zahnungsradteilen in Eingriff stehenden Planetenrä der 206 und 207 sind jedoch ziemlich unbestimmt. Die Planetenräder 206, 207 können daher in beiden Richtungen jeweils längs ihrer gemeinsamen Welle 205 bewegt wenden.
Die beiden axialdruckaufnehmenden, rin@gförmi- g:en Scheiben 312,<B>313</B> dienen, wie bereits beschrie ben, :zum Verhindern einer solchen Axialbewegung der Planetenräder. Da die druckfesten Scheiben 312, 313 indirekt mit Iden Innenverzahnungsradteilen durch :
die Zahnkupplungen 308, 309 bzw. idurch Iden abstützenden Zylinderteil 303 verbunden sind, so kann nie Vorrichtung leicht zusammengefügt bzw. zerlegt werden, und gleichzeitig können die Innen- verzahnungsradteile eine begrenzte Lockerheit und Biegsamkeit aufweisen.
Wie bereits erwähnt, ist jeder Verzahnungsrad teil in der ersten Getriebegruppe vom zugeordneten Verzahnungsradteil der zweiten Getriebegruppe um die Hälfte der entsprechenden Zahnteilung versetzt angeordnet. Diese Anordnung ermöglicht es, die Anzahl von gleichzeitig eingreifenden Zähnen zu verdoppeln im Vergleich mit den ausgerichteten Zähnen an einem Paar von üblicherweise zusammen wirkenden Zahnradteilen, wodurch ein gleichmässiger und ruhiger Betrieb sichergestellt wind.
Wenn ein Paar Verzahnungsradteile, wie bei spielsweise Innenverzahnungsradteile oder Sonnen radteile, welche durch zwei einfach schrägverzahnte Zahnkupplungen mit in entgegengesetzten Richtungen verlaufenden Zähnen miteinander verbunden wer den sollen, an der zugeordneten Welle in ausgerichte tem oder in versetztem Zustand angeordnet sind, dann können solche Zahnradteile mit Bezug auf die genannten Zahnkupplungen axial versetzt wenden, um dadurch in entgegengesetzten Richtungen relativ verdreht zu werden, wobei sich kleine Zahnteilungs fehler kompensieren lassen.
Beim Vorhandensein von grösseren Zahnteilungsfehlern lässt sich eine solche Kompensation leicht durchführen, indem eine solche Zähnezahl für den Verzahnungsradteil und eine ent sprechende Zähnezahl für die zugeordnete Zahnkupp lung gewählt wird, dass beide keinen gemeinsamen Teiler haben. Das Eingreifen der Zahnkupplung in das Verzahnungsradteil kann somit allmählich ge ändert werden, um die relative Lage der Zahnradteile präzise einzustellen. Die Zähnezahlen der beiden Zahnkupplungen können aber auch keinen gemein samen Teiler aufweisen, um eine solche Einstellung zu bewirken.
Wie aus vorangehender Beschreibung ersichtlich, sieht die Erfindung ein Planetengetriebe vom Stirn radtyp vor, das sich zur Übertragung einer relativ grossen Leistung eignet und welches jede Verdrehung des Lagerrahmens zum Abstützen der Planetenräder und somit der Wellen der letztgenannten Teile wirk sam kompensieren kann, was durch,die Tatsache ver ursacht wird, dass Leistung der den einen Endteil des Lagerrahmens bildenden Abtriebswelle entnommen wind, und ferner ,auch durch maschinelles Bearbeiten hervorgerufene Teilkreisfehler der jeweiligen Ver zahnungsradteile und irgendwelches Nichtfluchten beim Ineinandergreifen kompensieren kann, welches durch ein ungenaues Zahnprofil und durch falsches Zusammenfügen verursacht wird.
Obgleich die Erfindung für Anwendung des Stirnradtyps beschrieben wurde, kann auch der ein fach schrägverzahnte Typ Verzahnungsradteile mit Vorteil zur Kraftübertragung verwendet werden. In diesem Fall kann entweder eine Sonnenradeinheit oder eine Innenverzahnungseinheit ein Paar axialan liegende, einfach schrägverzahnte Zahnradteile auf- weisen, welche durch ein Paar einfach schrägver zahnte Zahnkupplungen mit in entgegengesetzten Richtungen verlaufender Verzahnung miteinander verbunden sind. Die Richtung der Verzahnung der Zahnkupplung wird auf Grund der Erwägung be stimmt, welche mit Bezug auf die einfachen Zahn kupplungen 304, 305 bereits beschrieben wunden.
Eine Mehrzahl Verbindungsstangen oder Bolzen 312 kann auch vorgesehen sein, um zu verhindern, dass sich ein Paar verbundener Zahnradteile auseinander bewegt.
Da bei dem beschriebenen Getriebe Stirnräder oder Verzahnungsradteile vom einfach schrägver zahnten Typ zur Kraftübertragung Verwendung fin den, so kann die maschinelle Bearbeitung zur Her stellung derselben, einschliesslich Zahnschneiden, Schaben, Härten, Schleifen usw. leicht und genau durchgeführt wenden.
Obgleich die Zahnradteile des Innenzahnkranzes und auch des Sonnenrades zum Eingreifen in die einfach schrägverzahnten Zahnkupplungen notwen digerweise in entgegengesetzten Richtungen verzahnt sind, so sind solche Zähne doch angeordnet, um gleichzeitiges Eingreifen zu ermöglichen, und können daher kleinere Zahnbreiten als Zähne für Kraftüber tragungszwecke besitzen, wodurch sich eine Erleich terung ihrer Herstellung ergibt. Die in Paaren ange ordneten, einfach schrägverzahnten Zahnkupplungen können im Ganzen als ein einziges Konstruktionsge bilde einer doppelt schrägverzahnten Zahnkupplung betrachtet werden.
Es ist ferner zu ersehen, dass zwischen den paarweisen Kupplungen ein genügend breiter Raum freigelassen bleibt, in welchem der Arbeitsteil eines Schneidwerkzeuges oder eines Schleifrades während des Bearbeitungsvorganges ent weichen kann.
Obgleich die Erfindung mit Bezug auf wenige Ausführungsbeispiele beschrieben wurde, so können selbstverständlich mehrere Abänderungen gemacht werden, ohne dadurch, den Erfindungsbereich zu überschreiten. Eine vorzugsweise geradzahlige An zahl von mehr als zwei axial anliegenden Verzah nungsradteilen kann zum Beispiel erwünschtenfalls in jedem Sonnenrad-, Planetenrad- und jedem In- nenvenzahnungsgetriebeteil vorgesehen sein.
Wenn vier Verzahnungsradteile in jedem Getriebeteil be- nutzt werden, so kann ein Zahnradteil vorzugsweise von Aden benachbarten Zahnradteilen um ein Viertel ihrer Zahnteilung versetzt sein. Die Anordnung der einfach schrägverzahnten Zahnkupplungen und Ver- bindungsstangen kann den Sonnenradteilen :
an de ren inneren Oberflächen zugeordnet sein. Der Son- nenradgetriebeteil kann eine Konstruktionseinheit 'bilden.
Planetary Gears This invention relates to planetary gears. The majority of today's planetary gears normally consist of interacting gears, a double screw toothing ultimately formed thereon. It is generally known that the use of herringbone teeth in a planetary gear is advantageous, in that the number of mutually interlocking and evenly connecting teeth increases and two opposing teeth of the herringbone teeth tend to be evenly loaded and thus unevenness of contact Compensate between the teeth even in the event that a tooth width is extremely wide or a gear box is deformed.
On the other hand, the herringbone gear must be machined very precisely with reference to its pitch angle, tooth profile, tooth thickness, etc. with the greatest possible skill. In particular, if it is desired to produce an angle gear unit of uniform construction, machining operations, including cutting teeth, disks, honing and the like, are required, these operations being more technical in comparison to the production of a spur gear or a single flat helical gear and require time consuming work. The end product is therefore expensive.
Furthermore, a double helical, so-called arrow wheel should always be provided on its periphery between the teeth with a circumferential groove of quite a Lich large width, this groove serving as an open space in which the working part of a cutting tool or a grinding wheel can give way. However, this results in an increase in the axial dimension of the finished gearwheel and a tendency to bend the toothed shaft and twist the gearbox housing. In addition, the gears can also intervene irregularly.
The above-mentioned disadvantages are to be eliminated with the present invention.
The invention relates to a planetary gear with a sun gear, an internal gear part, which is coaxial with the sun gear, a planetary gear group that engages both with the sun gear as with the internal gear part, and a planetary gear carrier for the rotatable support from the planetary gear group.
In the planetary gear according to the invention, the internal gear part and / or the sun gear has a plurality of mutually opposing wheel parts, each pair of which is coupled to one another by single helical toothed couplings with teeth running in opposite directions. These clutches have no stops, and therefore the coupled, opposing wheel parts can perform a relative rotational movement and thus a relative screw movement to the coupling, but are prevented from executing a relative Axialbe movement.
All gears can either be of the spur type or of the simple helical type. In the latter case, either the sun wheel or the internal toothed gear part, preferably a pair of axially adjacent wheel parts, which, in turn, are connected to a pair of single-beveled .Kupplungen with gears running in opposite directions.
In order to increase the number of teeth that mesh simultaneously, the adjacent wheel parts can be offset from one another by a predetermined fraction of their tooth pitch, for example half a tooth pitch.
A plurality of connecting rods can preferably be provided to connect either the gear parts of the internal gear part or the sun wheel for limited rotational movement and to prevent relative axial movement, whereby a load occurring during operation can be evenly distributed over the wheel parts.
In the accompanying drawing an example embodiment of the subject invention is shown. They show: Fig.l a partial axial section through a planetary gear according to the invention, Fig. 2 a section along the line II-II in Fig. 1, Fig. 3 on a larger scale a connecting rod, Fig. 4 a sectional view of a retaining element for holding Balls between a pair of adjacent wheel parts of the internal toothing transmission part, FIG. 5 a side view of part of the holding element shown in FIG. 4, FIG. 6 on a larger scale a sectional view of a spiral spring part arranged between a pair of adjacent wheel parts of the internal toothing transmission part, and FIG FIG. 7 is a side view of part of the spring shown in FIG.
Figs. 1 and 2 show a planetary gear. A sun gear part 1, a planetary gear part 2 and an internal gear part 3 are arranged within a housing that consists of a plurality of cover parts 4, 5, 6, 7 and 8. Within the housing, the sun gear part 1 is arranged to rotate about its own stationary axis, while the planetary gear part 2 engages both with the sun gear part 1 and with the internal gear part 3 arranged concentrically to the latter and rotates around the sun gear 1 and along the Moved in the inner circumference of the internal ring gear 3, the transmission part 2 rotating about its rotating axis. The inner ring gear 3 normally remains stationary.
As can be seen from FIG. 1, a high-speed drive shaft 9 is permanently connected to a main motor, for example an internal combustion engine, not shown, and at the other end connected to the transmission part 1 by a flange coupling 101, which in turn is connected by a gear coupling 102 and a pair of retaining ring members 103 with a End portion of a tubular transmission shaft 104 is coupled. The transmission shaft 104 is similarly connected at its other end part to the shaft 107 of the sun gears 1 through a gear coupling 105 and a pair of retaining ring parts 106. The shafts 9, 104 and 107 are thus effectively connected to each other and prevented from becoming detached from each other.
The shaft 107 of the transmission part 1 is connected by a pair of gear clutches 108, 109 and a pair of retaining ring parts 110, 111 with a pair of axially adjacent sun gear parts 112 and 113.
Preferably, the pair of sun gear parts 112 and 113 consists of a pair of spur gears of the same diameter and the same number of teeth, which are offset from one another by half their tooth pitch.
The sun gear part 1 is supported freely movable inside the transmission part 2, which is now to be written.
According to Fig. 1, the planetary gear part 2 has a planet carrier 203, which share on the cover 5 and 6 counter-axial movement and is rotatably supported by a pair of bearings 201, 202, which are fitted into central openings of said cover parts. The carrier 203 carries a plurality of parallel axle journals 205 mounted on it at both ends, and a transmission or output shaft 204 consisting of one piece with it is also formed at its outer end. The transmission shown has, as shown in Fig. 2, three axle journals 205. Each of the axle journals 205 carries a pair of planetary gear parts 206, 207, the opposite end faces of which touch one another.
The planet gears and parts are arranged in such a way that they mesh with the associated sun gear parts 112 and 113, which consist of spur gears which, as described above, are offset from one another by half their tooth pitch.
The inner ring gear 3 is supported in a freely movable manner by the cover part 4 inside the same. As can be seen from Fig. 1, the cover part 4 carries on its inner surface a hollow, cylindrical part 303 by means of a tooth coupling 301 and a pair of retaining ring parts 302, whereby this cylindrical part is prevented from executing an axial movement. The hollow cylindrical part 303 carries a pair of internal gear parts 306 and 307 via a pair of spaced, helical toothed clutches 304, 305, which are provided on the inner upper surface adjacent the center and whose circumferences are each toothed in opposite directions.
The end parts of the hollow, cylindrical structure 303 extend beyond the corresponding ends of the planet gears 2. Axial pressure-absorbing, annular disks 312, 3e13 are attached to the end parts of the cylinder structure 303 by means of toothed clutches 308, 309 and retaining ring parts 310, 311, whereby the planetary gear parts are prevented from executing axial movement.
The inner circumferential surfaces of the annular disks 312 and 313 are in contact .mit .the lateral end surfaces of the corresponding planetary gear parts and are preferably arranged adjacent to the positions in which the associated internal toothed gear parts have the corresponding gear circle.
As is generally known, a toothed wheel part is in rolling contact with: the assigned toothed wheel part at suitable pitch circles. The described arrangement therefore makes it possible to considerably reduce the sliding speed of the side end surface of the planetary gear part relative to the inner circumference of the axial pressure-absorbing disk, which results in a large reduction in friction loss.
As Fig. 1 shows and from the Fig. 3 shown on a larger scale, a connecting rod 312 'extends loosely through several pairs of aligned axial bores which are appropriately formed on the pair of internal gear parts 306 and 307 and with a pair hemispherical washers 314 and a pair of nuts 313 'work together to produce a self-centering, loose connection of the two internal gear parts. A split pin 3L6 (Fig. 3) serves to prevent the nut 313 'from becoming loose during operation of the device.
According to Figures 4 and 5, a plurality of balls 317 is held by a holding device 318 between tween the opposite surfaces of the internal gear parts 306 and 307.
In this way, it is possible for one of the internal gear parts to carry out an angular displacement with respect to the other internal gear part.
A helical spring part 320 according to FIGS. 6 and 7 can, however, also take the place of the balls 319 shown in FIGS. 4, 5.
During operation, his drive motor, not shown, sets the sun gear parts 112, 113 by means of shafts 9, 104 and 107 in rotation about the common fixed axis, which in turn puts the planet gears 206 around the sun gears and along the inner circumference of the internal gear parts 306, 307 while rotating at the same time revolve around their own axes of rotation. The rotational movement of the shaft 9 is therefore transmitted to the output shaft 204 forming a whole with the latter, which in turn rotates at a speed which is determined by the number of teeth of the gear units 1, 2 and 3 be.
The helical toothed clutches 304, 305 are formed on their circumference with teeth of such an inclined direction that when the sun gears 112, 113 rotate in one direction, the axial pressures caused by the clutches 304, 305 cause the two internal gear parts 306, 307 to collide .
When operating in said one direction, the first group of gears of gear parts 112, 206 and 306 can be subjected to loads the magnitudes of which can be different; the same applies to the second group of gears of gear parts 113, 207 and 307, and that as a result of pitch circle errors, imprecise tooth profiles of the gear parts in question and for other reasons. In such a case, the axial pressure, which is an axial component of the above-mentioned load and is caused by the helical tooth coupling 304, differs from the axial pressure caused by the tooth coupling 305. This causes the internal gear parts 305 and 307 to move axially.
It is now assumed that the first gear group is subjected to a greater load or greater torque than the second gear group. The In nenverzahnungsradteiles 306 in the first gear group causes an axial pressure that is greater and runs in the opposite direction as the pressure of the gear part 307 in the second Ge transmission group, thereby exerting pressure against the latter gear part. It is pointed out that both internal gear parts are connected to one another by the connecting rods 312 for relative rotation within certain limits.
Thus, it can be seen that the internal gear part 306 subjected to the greater rotational force rotates somewhat in the direction of the rotational force, while the internal gear part 307 subjected to the lower rotational force rotates in the opposite direction. This Drehbewe supply continues until the loads absorbed by the two internal toothing gear parts are equal to each other, whereupon the axial pressures are in equilibrium. In this way, the load on the first gear group is always kept equal to the load on the second gear group during operation.
If the device shown is rotated in the reverse or second direction, then the Innenvenzahnungsradteile 306 and 307 are each given rotational forces to create axial pressures, which have a tendency to move the gear parts apart. If the torsional forces are equal to one another, the axial pressures are compensated by the connecting rods that connect the internal gear parts with one another. If the torsional forces, however, are different from each other, then the two internal gear parts are axially pushed ver by the connecting rods, which results in a load balance as in the previous case.
It can thus be seen that the axial positions of the internal gear parts 306, 307 are automatically within limits which are determined by the load balancing as described above. However, the axial positions of the toothed wheel parts in engagement with the Innenver planet wheels 206 and 207 are quite indefinite. The planet gears 206, 207 can therefore turn moved in both directions along their common shaft 205.
The two ring-shaped disks 312, 313, which absorb axial pressure, serve, as already described, to prevent such an axial movement of the planetary gears. Since the pressure-resistant disks 312, 313 are indirectly connected to the internal gear parts by:
If the tooth couplings 308, 309 or i are connected by the supporting cylinder part 303, the device can never be easily assembled or dismantled, and at the same time the internal toothed wheel parts can have a limited looseness and flexibility.
As already mentioned, each toothed wheel in the first gear group is arranged offset from the associated toothed wheel part of the second gear group by half the corresponding tooth pitch. This arrangement makes it possible to double the number of simultaneously meshing teeth compared to the aligned teeth on a pair of gearwheel parts which usually work together, thereby ensuring smooth and quiet operation.
If a pair of toothed wheel parts, such as internal toothed wheel parts or sun wheel parts, which are to be connected to each other by two simply helical toothed clutches with teeth running in opposite directions, are arranged on the associated shaft in aligned tem or in offset state, then such gear parts can with Turn with respect to the aforementioned tooth clutches offset axially in order to be rotated relatively in opposite directions, whereby small tooth pitch errors can be compensated.
In the presence of larger tooth pitch errors, such a compensation can easily be carried out by selecting such a number of teeth for the toothed wheel part and a corresponding number of teeth for the associated Zahnkupp ment that both have no common divisor. The engagement of the toothed clutch in the toothed wheel part can thus be gradually changed in order to precisely adjust the relative position of the toothed wheel parts. However, the number of teeth of the two tooth clutches cannot have a common divider in order to effect such an adjustment.
As can be seen from the preceding description, the invention provides a planetary gear of the spur gear type, which is suitable for transmitting a relatively large amount of power and which can effectively compensate for any rotation of the bearing frame to support the planetary gears and thus the shafts of the latter parts, which is the fact is caused that the power taken from the output shaft forming one end part of the bearing frame, and can also compensate for pitch circle errors of the respective toothed wheel parts caused by machining and any misalignment when meshing, which is caused by an inaccurate tooth profile and incorrect assembly becomes.
Although the invention has been described for use of the spur gear type, the single helical type gear parts can be used with advantage for power transmission. In this case, either a sun gear unit or an internal gear unit can have a pair of axially lying, single helical gear parts which are connected to one another by a pair of single helical gear clutches with teeth running in opposite directions. The direction of the toothing of the tooth coupling is determined based on the consideration that has already been described with reference to the simple tooth couplings 304, 305.
A plurality of connecting rods or bolts 312 may also be provided to prevent a pair of connected gear parts from moving apart.
Since spur gears or gear parts of the simple oblique toothed type for power transmission use in the described transmission, the machining for the manufacture of the same, including tooth cutting, scraping, hardening, grinding, etc. can be carried out easily and accurately.
Although the gear parts of the inner ring gear and also of the sun gear to engage in the simple helical gear clutches are neces sarily geared in opposite directions, such teeth are arranged to enable simultaneous engagement and can therefore have smaller tooth widths than teeth for power transmission purposes, whereby there is a facilitation of their production. The single helical tooth couplings arranged in pairs can be viewed as a whole as a single construction of a double helical tooth coupling.
It can also be seen that a sufficiently wide space remains free between the paired clutches, in which the working part of a cutting tool or a grinding wheel can escape during the machining process.
Although the invention has been described with reference to a few exemplary embodiments, several modifications can of course be made without thereby going beyond the scope of the invention. A preferably even number of more than two axially adjacent toothed gear parts can, for example, if desired, be provided in each sun gear, planetary gear and each internal tooth gear part.
If four toothed wheel parts are used in each gear part, one toothed wheel part can preferably be offset from the adjacent toothed wheel parts by a quarter of their tooth pitch. The arrangement of the single helical gear couplings and connecting rods can give the sun gear parts:
be assigned to their inner surfaces. The sun gear part can form a structural unit.