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PATENTANSPRÜCHE
1. Kurbelplanetengetriebe. bei dem eine antreibende Exzenterwelle Planeteneingriffspaare in Drehung versetzt, die Planetenräder mit Innenkranz und Sonnenräder aufweisen, dadurch gekennzeichnet. dass das erwähnte Getriebe eine Gruppe getriebener. zur Antriebswelle (7) paralleler. räumlich voneinander verlagerterWellen (1) enthält, und aufjedergetriebenen Welle (1) ein mit dem Innenkranz seines gepaarten Planetenrades (4) kämmendes Sonnenrad (3) starr angeordnet ist.
wobei alle Planetenräder (4) in dieser Gruppe bedingt in ein und derselben Ebene angeordnet und zu einem einheitlichen starren Block (5) zusammengefasst sind, der mit der gemeinsamen antreibenden Exzenterwelle (2) in gelenkiger Antriebsverbindung steht, wobei die Punkte der Gelenkkupplung der erwähnten Exzenterwelle (7) und des genannten Blocks (5) der Planetenräder (4) im Mittelpunkt der Kraftbelastung des Getriebes liegen, derart, dass der Block (5) der Planetenräder (4) in ein und derselben Ebene parallel zu sich selbst verschiebbar ist und dass dessen jeder Punkt Kreise gleichen Halbmessers beschreibt, der für jedes Planeteneingriffspaar dem Halbmesserunterschied zwischen den Teilkreisen des Innenkranzes des Planetenrades (4) und des Sonnenrades (3) gleich ist.
2. Kurbelplanetengetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (2) zwei starr verbundene gleiche um 1800 in bezug aufeinander versetzte Exzenter (6, 6') aufweist, wobei diese Exzenter (6, 6') zwei gleiche mit denselben getriebenen Sonnenrädern (3), aber auf ihren diametral entgegengesetzten Abschnitten kämmende Planetenräderblöcke (5) in Parallelebenen in Bewegung setzen.
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Kurbelplanetengetriebe nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1. Ein solches Getriebe kann in vielen Arten von Rad- und Raupenfahrzeugen, in Kran-, Elektrozug- und Flaschenzugkatzen, in Elektro- und Autokarren, an mehrspindligen Aufbaumaschinen und mehrspindligen Bohrköpfen sowie in anderen Mechanismen angewandt werden.
Bekannt ist z. B. räumliche Übertragung einer Drehbewe gungzwischen den Wellen mit parallelen Achsen, die mit Hilfe eines flexiblen Zwischengliedes (Riemen, Band, Seil, Kette) oder mit Hilfe einer Reihe von Ritzeln und gewöhnlich mit einem geringen Übersetzungsyerhältnis erfolgt, weil eine beträchtliche Erhöhung des Übersetzungsverhältnisses eine ebensolche Baumassvergrösserung des An- bzw. Abtriebsglieds nach sich zieht.
Zur Erzeugung eines hohen Übersetzungsverhältnisses werden notwendigerweise Reduktoren oder Multiplikatoren in der Kette angeordnet.
Das neuartige Kurbelplanetengetriebe ermöglicht es, die Drehbewegung von dem Antriebsglied auf die Wellen mit parallelen Achsen sowohl mit grosser Senkung als auch mit erheblicher Steigerung der Drehzahlen ohne einen zusätzlichen Reduktor bzw. Multiplikator in der Kette räumlich zu übertragen.
Es ist Zweck der vorliegenden Erfindung, das Schema der räumlichen Drehbewegungsübertragung zwischen den Wellen mit parallelen Achsen zu vereinfachen, das Baumass der oben genannten Mechanismen und Maschinen zu vermindern und diese zu verbilligen.
Der Erfindung liegt die technische Aufgabe zugrunde, den Charakter der Kette zwischen den sich durch die Drehzahl unterscheidenden parallelen getriebenen Wellen, die räumlich voneinander verlagert sind. derart zu ändern. dass die Möglichkeit erreicht wird. bei minimalen Baumassen und relativer Einfachheit des Getriebes den Antrieb sämtlicher Wellen von einer einheitlichen Antriebswelle zu gewährleisten.
Zur Lösung der erwähnten technischen Aufgabe wurde erfindungsgemäss ein Kurbelplanetengetriebe vorgeschlagen. das eine Gruppe getriebener, zur Antriebswelle paralleler, räumlich voneinander verlagerter Wellen enthält. und auf jeder getriebenen Welle ein mit dem Innenkranz seines gepaarten Planetenrades kämmendes Sonnenrad starr angeordnet ist, wobei alle Planetenräder in dieser Gruppe bedingt in ein und derselben Ebene angeordnet und zu einem einheitlichen starren Block zusammengefasst sind, der mit der gemeinsamen antreibenden Exzenterwelle in gelenkiger Antriebsverbindung steht, wobei die Punkte der Gelenkkupplung der erwähnten Exzenterwelle und des genannten Blocks der Planetenräder im Mittelpunkt der Kraftbelastungdes Getriebes liegen, derart,
dass der Block der Planetenräder in ein und derselben Ebene parallel zu sich selbst verschiebbar ist und dass dessen jeder Punkt Kreise gleichen Halbmessers beschreibt, der für jedes Planeteneingriffspaar dem Halbmesserunterschied zwischen den Teilkreisen des Innenkranzes des Planeten- und des Sonnenrades gleich ist.
Diese Ausführung des Getriebes ermöglicht es, die Drehung von einer Antriebswelle in relativ einfacher Weise gleichzeitig auf eine Gruppe paralleler getriebener, räumlich voneinander verlagerter Wellen zu übertragen und unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse an jeder getriebenen Welle zu erhalten.
Gemäss einer Ausführungsvariante der vorliegenden Erfindung wurde ein Kurbelplanetengetriebe vorgeschlagen, das sich dadurch kennzeichnet, dass die Antriebswelle zwei starr verbundene gleiche, um 1800 in bezug aufeinander versetzte Exzenter aufweist, wobei diese Exzenter zwei gleiche mit denselben getriebenen Sonnenrädern, aber auf ihren diametral entgegengesetzten Abschnitten kämmende Planetenräderblöcke in Parallelebenen in Bewegung setzen.
Das ist eine der Bestvarianten der konstruktiven Ausführung des Getriebes, die die Vorteile der vorliegenden Erfindung wirkungsvoller ausnutzt und die Ausgeglichenheit des kinematischen Systems gewährleistet.
Nachstehend wird die vorliegende Erfindung anhand eines praktischen Ausführungsbeispiels in der unten folgenden Beschreibung und den beigefügten Zeichnungen näher erläutert.
Es zeigt:
Fig. 1 eine Gesamtdraufsicht auf das Getriebe mit einem Planetenräderblock, der mit fünf Sonnenrädern A bis Eim Eingriff steht;
Fig. 2 einen Schnitt gemäss Linie II-II in Fig. 1 mit einem Planetenräderblock;
Fig. 3 das Getriebe mit zwei Planetenräderblöcken.
Auf getriebenen Wellen 1 (Fig. 1,2,3), die parallel zu einer antreibenden Exzenterwelle 2 verlaufen, sind Sonnenräder 3, die mit den Innenkränzen ihres gepaarten Planetenrades 4 im Eingriff stehen, starr angeordnet. Alle Planetenräder 4 sind untereinander in der gleichen Ebene mittels eines starren Zwischenglieds zu einem einheitlichen starren Block 5 zusammengefasst, der auf einen der Exzenter 6 der antreibenden Exzenterwelle 2 frei aufgesetzt ist, die vorzugsweise im Mittelpunkt der Kraftbelastung des Planetenräderblocks gelagert ist.
In einer zweiten, zu der ersteren parallel verlaufenden Ebene ist an einem ebensolchen in bezug auf den ersteren um 180 versetzten Exzenter 6' der Antriebswelle 2 ein zweiter Block 5' der Planetenräder 4 angeordnet, deren Innenkränze mit den gleichen getriebenen Sonnenrädern 3. aber auf diametral entgegengesetzten Abschnitten im Eingriff stehen (Fig. 3).
Beim Rotieren der Antriebswelle 2 drehen sich die Exzenter 6 gelenkig in den Bohrungen der Blöcke 5 durch. Die Blöcke 5 führen mit ihren Planetenrädern 4 in ihren Ebenen zyklische Bewegungen derart aus, dass ihre Mittelpunkte und die Mittelpunkte der Innenkränze der Planetenräder4 bei gleichbleibender räumlicher Orientierung ihrer Symmetrieachsen Kreise beschreiben. Dabei sind die Lagen der Mittelpunkte der Blöcke 5 stets um 180 in bezug aufeinander phasenverschoben. Die Planetenräder 4 rollen mit ihren Innenkränzen auf den Sonnen
rädern 3 ab und versetzen sie in Drehung, wobei die Verzahnungen der Kränze der Sonnenräder 3 mit den Innenkränzen der Planetenräder 4 sich auf diametral entgegengesetzten Abschnitten befinden. wodurch die Symmetrie der Belastung sowohl der Antriebswelle 2 als auch der getriebenen Wellen 1 gewährleistet wird.
Die Exzentrizität e des Getriebes errechnet sich aus der Gleichung: e = r1 - r2 = konstant,wobei (I) r1 Halbmesser des Teilkreises der Innenkränze jedes der
Planetenräder 4 und r2 Halbmesser des Teilkreises der mit dem oben genannten
Planetenrad 4 kämmenden Sonnenräder 3 ist.
Das Übersetzungsverhältnis i des Planetengetriebes wird aus der Beziehung: r2 e ermittelt wobei r2 Halbmesser des Teilkreises des Sonnenrades 3.
e Exzentrizität des Getriebes ist.
Je nach dem Halbmesserverhältnis der Teilkreise der sonnenräder 3 zur Exzentrizität des Getriebes können in ein und demselben System verschiedene Übersetzungsverhältnisse an jeder getriebenen Welle 1 gleichzeitig sowohl mit übersetzender, gleicher als auch untersetzender Drehzahl im Vergleich mit der Drehzahl der Antriebswelle 2 (Fig. 1), aber mit obligatorischer Erfüllung der Exzentrizitätsgleichheit sämtlicher Planetengetriebe ein und desselben Planetenräderblocks gebildet werden.
Die Werte (r1-r2) müssen also einem einheitlichen Wert-der Exzentrizität e des Getriebes - entsprechen.
Das Übersetzungsverhältnis mit Erhöhung der Drehzahl im Planetengetriebe wird bei einer Beziehung verwirklicht, wenn r2 < 1; z. B. i = 10 ¯ 1 (A) e 30710 2
Das Übersetzungsverhältnis ohne Änderung der Drehzahl wird bei einer Beziehung verwirklicht, wenn r2 20 (B) =1,z.B.i= = 1 e 40-20
Das Übersetzungsverhältnis mit Absenkung der Drehzahl wird bei einer Beziehung verwirklicht, wenn
40 - > 1,z.B.i= 40 = 2 (C) e 60-40
60 oder. B.
i = --- = 3 (D)
80-60
100 in einem andern Fall i = ---- = 5 (E)
120-100
Die Erzielung verschiedener Übersetzungsverhältnisse an jeder getriebenen Welle in der Gruppe ermöglicht es, beispielsweise an mehrspindligen Bohrköpfen und Aufbaumaschinen unterschiedliche Drehzahlen an jeder Arbeitsspindel zu haben.
Indem oben angeführten Beispiel werden wir bei Vorhandensein von n = 1000 U/min an der getriebenen Wellen = 2000 U/min an der ersten, n = 1000 Ulmin an der zweiten, n = 500 U/min an der dritten, n = 333 U/min an der vierten, n = 200 U/min an der fünften Spindel haben. Das bietet die Möglichkeit, eine grosse Anzahl von Löchern gleichzeitig auszubohren, die in allerlei Abstand voneinander liegen und verschiedene Durchmesser in einem weiten Bereich (z. B. 10 bis 100 mm) besitzen, und gleiche Schnittgeschwindigkeiten an jedem Bohrer zu haben.
Mit diesem mehrspindligen Bohrkopf lassen sich ausserdem verschiedene Zerspannungsoperationen - Bohren, Aufsenken, Reiben von Bohrungen - nach Stufen durchführen und optimale Schnittbedingungen an jedem Schneidwerkzeug erhalten.
Die Anwendung von mehrspindligen Bohrköpfen mit dem erwähnten Getriebe erhöht die Arbeitsleistung wesentlich, setzt die erforderliche Anzahl von Bohrköpfen herab, und bei Massenfertigung kommt der Bedarf nach Vorhandensein von Schaltgetrieben an den Bohrmaschinen in Fortfall.
Bei langsam laufenden Laufkatzen von Fördergeräten, z. B.
bei Flaschenzug-, Elektrozug-. Krankatzen und andere Mechanismen, kann die Drehbewegung des Elektroantriebs direkt auf die Räderachsen ohne zusätzlichen Drehzahlminderer mit erforderlicher Untersetzung der Drehzahl übertragen werden, wodurch ihre Konstruktionen erheblich vereinfachg werden.
Einen Vorzug des in Rede stehenden Getriebes bildet auch noch die Möglichkeit, grosse Übersetzungsverhältnisse an den getriebenen parallelen Wellen, die sich in einem nahen Abstand von der Antriebswelle befinden, zu erzielen. Beispielsweise können an den getriebenen Wellen, die 100 mm von der Antriebswelle entfernt sind, bei einem Modul m = 1 Übersetzungsverhältnisse erzeugt werden, die dem Abstand gleich sind, d. h. i = 100.
Infolgedessen, dass die Sonnenräder von den Innenkränzen der Planetenräder von zwei entgegengesetzten Seiten umfasst werden, ist in den Zahnnuten ein grosser Eingriffskontakt und die Symmetrie der Belastung an der antreibenden und allen getriebenen Wellen gewährleistet. Dadurch wird es möglich, bei kleinen Moduln im Zahnradgetriebe die Drehbewegung mit grossen Drehmomenten bei hohem Wirkungsgrad zu übertragen.
Die Planetenräder mit Innen kranz lassen sich herstellen:
1) im Zahnräumverfahren, vorzugsweise bei Planetenrädern mit kleinen Durchmessern;
2) im Stossverfahren. vorzugsweise bei Planetenrädern mit grossen Durchmessern, aber mit kurzen Schubstangen;
3) im Verfahren der Einzelfertigung von Innenkränzen der Planetenräder in Form von Hülsen oder Rädern, sie lassen sich ohne Möglichkeit einer Drehung um ihre Achsen in die Bohrung der Schubstangen einbringen.
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PATENT CLAIMS
1. Crank planetary gear. in which a driving eccentric shaft sets planetary engagement pairs in rotation, which have planet gears with an inner ring and sun gears, characterized. that the gearbox mentioned is a group of driven ones. parallel to the drive shaft (7). contains spatially displaced shafts (1), and on each driven shaft (1) a sun gear (3) meshing with the inner ring of its paired planet gear (4) is rigidly arranged.
whereby all planet gears (4) in this group are conditionally arranged in one and the same plane and combined into a uniform rigid block (5) which is articulatedly connected to the common driving eccentric shaft (2), the points of the articulated coupling of the eccentric shaft mentioned (7) and said block (5) of the planet gears (4) lie in the center of the force load of the transmission, such that the block (5) of the planet gears (4) is displaceable parallel to itself in one and the same plane and that each point describes circles of the same radius, which for each pair of planetary meshes is the difference in radius between the partial circles of the inner ring of the planet gear (4) and the sun gear (3).
2. crank planetary gear according to claim 1, characterized in that the drive shaft (2) has two rigidly connected identical by 1800 with respect to each other offset eccentrics (6, 6 '), these eccentrics (6, 6') two identical with the same driven sun gears (3), but on their diametrically opposite sections intermeshing planetary gear blocks (5) in parallel planes in motion.
The present invention relates to a crank planetary gear set according to the preamble of claim 1. Such a gear set can be used in many types of wheeled and caterpillar vehicles, in crane, electric hoist and block and tackle cats, in electric and car carts, on multi-spindle construction machines and multi-spindle drilling heads and in others Mechanisms are applied.
Is known for. B. spatial transmission of a rotary movement between the shafts with parallel axes, which takes place with the aid of a flexible intermediate member (belt, belt, rope, chain) or with the aid of a series of pinions and usually with a low transmission ratio, because a considerable increase in the transmission ratio one the same size increase of the input or output link entails.
To generate a high gear ratio, reducers or multipliers are necessarily arranged in the chain.
The innovative crank planetary gearbox makes it possible to spatially transmit the rotary movement from the drive link to the shafts with parallel axes both with a large reduction and with a considerable increase in the rotational speeds without an additional reducer or multiplier in the chain.
It is the purpose of the present invention to simplify the scheme of the spatial transmission of rotary motion between the shafts with parallel axes, to reduce the size of the above-mentioned mechanisms and machines and to make them cheaper.
The invention is based on the technical problem of the character of the chain between the parallel driven shafts which differ in terms of speed and which are spatially displaced from one another. to change like that. that the possibility is reached. to ensure the drive of all shafts from a uniform drive shaft with minimal dimensions and relative simplicity of the gearbox.
To solve the technical problem mentioned, a crank planetary gear was proposed according to the invention. which contains a group of driven shafts that are parallel to the drive shaft and spatially displaced from one another. and on each driven shaft a sun gear meshing with the inner ring of its paired planet gear is rigidly arranged, whereby all planet gears in this group are conditionally arranged in one and the same plane and combined to form a uniform rigid block which is connected to the common driving eccentric shaft in an articulated drive connection , the points of the articulated coupling of the mentioned eccentric shaft and the mentioned block of the planet gears being in the center of the force load of the transmission, such
that the block of the planet gears can be moved parallel to itself in one and the same plane and that each point describes circles of the same radius, which is the same for each pair of planetary meshes as the radius difference between the part circles of the inner ring of the planet and sun gears.
This design of the transmission makes it possible to transmit the rotation from a drive shaft in a relatively simple manner simultaneously to a group of parallel driven shafts which are spatially displaced from one another and to obtain different transmission ratios on each driven shaft.
According to an embodiment variant of the present invention, a crank planetary gear was proposed, which is characterized in that the drive shaft has two rigidly connected identical eccentrics offset with respect to one another around 1800, these eccentrics meshing two identical sun gears driven with the same, but on their diametrically opposite sections Set planetary gear blocks in motion in parallel planes.
This is one of the best variants of the structural design of the transmission, which more effectively exploits the advantages of the present invention and ensures the balance of the kinematic system.
The present invention is explained in more detail below on the basis of a practical exemplary embodiment in the description below and the accompanying drawings.
It shows:
Figure 1 is an overall plan view of the transmission with a planetary gear block, which is engaged with five sun gears A to E.
FIG. 2 shows a section along line II-II in FIG. 1 with a planetary gear block;
Fig. 3 shows the transmission with two planetary gear blocks.
On driven shafts 1 (Fig. 1,2,3), which run parallel to a driving eccentric shaft 2, sun gears 3, which are in engagement with the inner rings of their paired planet gear 4, are rigidly arranged. All planet gears 4 are combined with each other in the same plane by means of a rigid intermediate member to form a uniform rigid block 5, which is freely placed on one of the eccentrics 6 of the driving eccentric shaft 2, which is preferably mounted in the center of the force load on the planet gear block.
In a second plane running parallel to the former, a second block 5 'of the planet gears 4 is arranged on an eccentric 6' of the drive shaft 2 which is offset by 180 with respect to the former, the inner rings of which have the same driven sun gears 3 but are diametrically opposed opposite sections are engaged (Fig. 3).
When the drive shaft 2 rotates, the eccentrics 6 pivot in the bores of the blocks 5. The blocks 5, with their planet wheels 4, execute cyclical movements in their planes such that their center points and the center points of the inner rings of the planet wheels 4 describe circles with the spatial orientation of their axes of symmetry remaining the same. The positions of the centers of the blocks 5 are always 180 out of phase with respect to one another. The planet gears 4 roll with their inner rings on the sun
wheels 3 and set them in rotation, the toothings of the rings of the sun wheels 3 with the inner rings of the planet wheels 4 are located on diametrically opposite sections. whereby the symmetry of the load of both the drive shaft 2 and the driven shafts 1 is ensured.
The eccentricity e of the gearbox is calculated from the equation: e = r1 - r2 = constant, where (I) r1 radius of the pitch circle of the inner rings of each of the
Planet gears 4 and r2 radius of the pitch circle with the above
Planet gear 4 meshing sun gears 3 is.
The transmission ratio i of the planetary gear is determined from the relationship: r2 e, where r2 radius of the pitch circle of the sun gear 3.
e Eccentricity of the gearbox is.
Depending on the radius ratio of the pitch circles of the sun gears 3 to the eccentricity of the transmission, different transmission ratios on each driven shaft 1 can be carried out in the same system at the same time with both a translating, identical and reducing speed in comparison with the speed of the drive shaft 2 (FIG. 1), but with compulsory fulfillment of the eccentricity equality of all planetary gears of the same planetary gear block are formed.
The values (r1-r2) must therefore correspond to a uniform value - the eccentricity e of the gearbox.
The gear ratio with increasing the speed in the planetary gear is realized in a relationship if r2 <1; e.g. B. i = 10 ¯ 1 (A) e 30710 2
The gear ratio without changing the speed is realized in a relationship if r2 20 (B) = 1, e.g. i = = 1 e 40-20
The speed reduction ratio is realized in a relationship if
40 -> 1, e.g. i = 40 = 2 (C) e 60-40
60 or. B.
i = --- = 3 (D)
80-60
100 in another case i = ---- = 5 (E)
120-100
Achieving different gear ratios on each driven shaft in the group makes it possible, for example, to have different speeds on each work spindle on multi-spindle drilling heads and construction machines.
In the example above, if there is n = 1000 rpm on the driven shafts = 2000 rpm on the first, n = 1000 rpm on the second, n = 500 rpm on the third, n = 333 rpm / min on the fourth, n = 200 rpm on the fifth spindle. This makes it possible to simultaneously drill a large number of holes, which are all different from each other and have different diameters in a wide range (e.g. 10 to 100 mm), and have the same cutting speeds on each drill.
With this multi-spindle drill head, various cutting operations - drilling, countersinking, reaming of bores - can be carried out according to stages and optimal cutting conditions can be obtained on every cutting tool.
The use of multi-spindle drill heads with the gearbox mentioned significantly increases the work output, reduces the required number of drill heads, and in the case of mass production, the need for manual transmissions on the drilling machines is eliminated.
With slow running trolleys of conveyors, e.g. B.
for pulley, electric hoist. Crane cats and other mechanisms, the rotary motion of the electric drive can be transferred directly to the wheel axles without additional speed reducers with the required speed reduction, which considerably simplifies their designs.
Another advantage of the gear in question is the possibility of achieving large gear ratios on the driven parallel shafts, which are located at a close distance from the drive shaft. For example, gear ratios that are equal to the distance can be generated on the driven shafts, which are 100 mm away from the drive shaft, with a module m = 1. H. i = 100.
As a result of the fact that the sun gears are surrounded by the inner rings of the planet gears from two opposite sides, a large engagement contact is ensured in the tooth grooves and the symmetry of the load on the driving and all driven shafts is ensured. This makes it possible to transmit the rotary motion with high torques with high efficiency with small modules in the gear transmission.
The planet gears with inner ring can be manufactured:
1) in the tooth broaching process, preferably for planet gears with small diameters;
2) in the impact process. preferably for planet gears with large diameters, but with short push rods;
3) in the process of the individual production of inner rings of the planet gears in the form of sleeves or wheels, they can be inserted into the bore of the push rods without the possibility of rotation about their axes.