DE102004058032A1

DE102004058032A1 - Gear transmission for high conversions

Info

Publication number: DE102004058032A1
Application number: DE200410058032
Authority: DE
Inventors: Frank Dr. Wilhelms
Original assignee: Alfred Wegener Insitut fuer Polar und Meeresforschung
Current assignee: Alfred Wegener Insitut fuer Polar und Meeresforschung
Priority date: 2004-11-28
Filing date: 2004-11-28
Publication date: 2006-06-01
Also published as: WO2006056154A1

Abstract

Getriebe mit hohen Umsetzungen (Über-/Untersetzungen) werden für Roboterarme, Rücksitzverstellungen in Autos, Verstelltische usw. benötigt. Bisher verwendete Getriebe sind entweder uneffektiv, schwer und unhandlich oder aufwändig in der Herstellung mit Spezialteilen. Die Erfindung beschreibt ein einfaches, leichtes Zahnradgetriebe (ZG) mit sehr weitem Umsetzungsratenbereich als Zusammensetzung aus einer ersten Getriebestufe als Umkehrgetriebe (UG) und einer zweiten Getriebestufe als Differentialgetriebe (DG), die bevorzugt als Planetengetriebe mit Zahnrädern mit Stirn- oder Kegelverzahnung ausgebildet sein können. Dabei sind bei Getrieben in gerader oder winkliger Bauform die Einzelumsetzungen von größten gemeinsamen ganzzahligen Teilern bestimmter Paarungen von Verzahnungen geprägt. Die Gesamtumsetzung ist von der Differenz der in ihrer Größe beliebigen Einzelumsetzungen der bestimmten Paarungen abhängig. Bei Getrieben mit gerader Bauform ist zusätzlich das übertragene Drehmoment auf zwei Kraftstränge aufgeteilt, die ihren Weg über zwei mechanisch voneinander getrennte Wellen nehmen. Bei gegebener Antriebsdrehrichtung können beide Abtriebsdrehrichtungen und ein Umsetzungsratenbereich von 1 : 1 bis 1 : mehreren Tausend erzielt werden.Gearboxes with high conversions (over / under ratios) are required for robotic arms, rear seat adjusters in cars, adjusting tables, etc. Previously used gearboxes are either ineffective, heavy and cumbersome or expensive to manufacture with special parts. The invention describes a simple, lightweight gear transmission (ZG) with a very wide conversion rate range as a composition of a first gear stage as a reverse gear (UG) and a second gear stage as a differential gear (DG), which may be preferably designed as a planetary gear with gears with front or conical teeth , In the case of transmissions in a straight or angled design, the individual conversions are characterized by the greatest common integer divisors of certain pairs of gears. The overall conversion depends on the difference in the size of any individual conversions of the particular pairings. In the case of gear units with a straight design, the transmitted torque is split into two power strands that make their way via two mechanically separated shafts. For a given driving direction of rotation, both output directions of rotation and a conversion rate range of 1: 1 to 1: several thousand can be achieved.

Description

Die Erfindung bezieht sich auf Zahnradgetriebe für hohe Umsetzungen mit

– einer Antriebsachse,
– einer von der Antriebsachse getriebenen ersten Getriebestufe mit einer Funktion als Umkehrgetriebe mit einer ersten Zahnradkombination,
– zumindest einer weiteren mit der ersten Getriebestufe in Reihe geschalteten Getriebestufe mit einer Funktion als Differentialgetriebe mit einer weiteren Zahnradkombination,
– einer von der zumindest einen weiteren Getriebestufe getriebenen Abtriebsachse,

und mit

– einer Aufteilung der Antriebskraft auf zwei Kraftstränge in der als Umkehrgetriebe wirkenden ersten Getriebestufe und einer Einleitung der beiden Kraftstränge in die Krafteingänge der als Differentialgetriebe wirkenden zumindest einen weiteren Getriebestufe,

und mit

– vorgegebenen Zähnezahlverhältnissen für bestimmte Paarungen von Zahnrädern oder Verzahnungsbereichen aus innerhalb oder zwischen den Zahnradkombinationen korrespondierenden Zahnrädern oder Verzahnungsbereichen.

The invention relates to gear transmission for high conversions

A drive axle,
A first gear stage driven by the drive axle and having a function as a reverse gear with a first gear combination,
At least one further gear stage connected in series with the first gear stage and having a function as differential gear with a further gear combination,
A driven by the at least one further gear stage output shaft,

and with

A distribution of the drive force to two power trains in the first gear stage acting as a reverse gear and an introduction of the two power trains into the power inputs of the at least one further gear stage acting as a differential gear,

and with

Predetermined number of teeth ratios for certain pairs of gears or toothed areas from within or between the gear combinations corresponding gears or toothing areas.

Getriebe können aus verschiedenen Gründen zu Kombinationen aus verschiedenen Stufen, auch unterschiedlicher Funktionsweise, verschaltet werden. Ein wesentlicher Grund ist, hohe Umsetzungen, d.h. sowohl Übersetzungen als auch Untersetzungen, zu erzielen. Einstufige Standardgetriebe für hohe Umsetzungen im Bereich von zum Beispiel mehr als 50:1 bzw 1:50 sind wegen der enorm groß werdenden Zahnräder kaum noch zu realisieren, unhandlich und unwirtschaftlich. Die Verwendung von hoch umsetzenden Schneckengetrieben ergibt zunächst eine Drehung der Achsen gegeneinander um 90°, die gegebenenfalls durch eine zweite Stufe wieder aufgehoben werden muss. Weiterhin haben solche Getriebe einen niedrigen Wirkungsgrad. Die Reihenschaltung von Standardgetriebestufen mit versetzten Achsen ist eine weit verbreitete Technik zur Erzielung hoher Umsetzungen, beispielsweise bei elektrischen Synchronuhren. Bei Anwendungen höherer Leistung wird ein mehrstufiges Standardgetriebe schnell sehr schwer. Außerdem verschlechtert jede Stufe den Wirkungsgrad eines Getriebes und daher sind Getriebe mit vielen Stufen für Hochleistungsanwendungen nicht brauchbar. Wenn an Stelle eines mehrstufigen Standardgetriebes mit einem kleinen, schnell laufenden Motor ein Standardgetriebe mit wenigen oder nur einer Stufe und langsam laufendem Motor eingesetzt würde, ergäbe sich kein Vorteil, da langsam laufende Motoren ihrerseits schwer, unhandlich und teuer sind. Getriebe mit anderen Funktionsprinzipien als Zahnradgetriebe, zum Beispiel hydraulische Getriebeformen, weisen auf Grund ihres systembedingten Schlupfs nicht die für einige wichtige Anwendungen hohe Reproduzierbarkeit der Stellung auf. Hohe Reproduzierbarkeit der Stellung bei niedrigen Drehzahlen und großem Drehmoment wird bei den Antrieben von Roboterarmen benötigt. Diese müssen bei Einsatz in der Massenfertigung einen programmierten Arbeitsgang mit hoher Präzision sehr oft hintereinander ausführen. Dabei wird bei relativ niedrigen Winkelgeschwindigkeiten ein hohes Drehmoment für die auszuführenden Teilkreisbewegungen mit Lasten verlangt. Daher können die Gelenke nicht noch zusätzlich mit schweren Standardgetrieben belastet werden, sondern es müssen kompakte, aus wenigen Stufen kombinierte Getriebe zum Einsatz kommen. Vorteilhaft für die Kompaktheit und Wirtschaftlichkeit eines Getriebes für niedrige Winkelgeschwindigkeit bei hohem Drehmoment wirkt es sich aus, wenn es durch hohe Umsetzung von einem kleinen und billigen, hoch drehenden Motor angetrieben werden kann. Eine andere Anwendung für derartige Getriebe ist die Gewinnung von Bohrkernen aus Gestein oder Eis mit Hohlbohrern bei niedriger Drehzahl. Für die geschilderten Anwendungen ist es meist vorteilhaft, wenn es sich bei den Getrieben um koaxiale Formen handelt, das heißt Formen, bei denen Antriebs- und Abtriebsachse in einer gemeinsamen Linie liegen.transmission can for various reasons to combinations of different levels, also different Functionality, be interconnected. A key reason is high conversions, i. both translations as well as reductions. Single-stage standard gearbox for high Conversions in the range of, for example, more than 50: 1 and 1:50, respectively because of the enormously large Gears hardly still to be realized, unwieldy and uneconomical. The usage From high-converting worm gears initially results in a Rotation of the axes against each other by 90 °, if necessary by a second stage must be lifted again. Furthermore, such Transmission low efficiency. The series connection of standard gear stages with staggered axes is a common technique to achieve high conversions, for example, in electrical synchronous clocks. For applications higher Performance, a standard multi-speed transmission quickly becomes very heavy. Furthermore Each stage degrades the efficiency of a transmission and therefore are gearboxes with many stages for high performance applications not usable. If instead of a multi-stage standard gearbox with a small, fast running engine a standard gearbox would be used with a few or only one stage and slow running engine, would result No advantage, since slow-moving engines on their part heavy, unwieldy and are expensive. Gearboxes with operating principles other than toothed gearing, For example, hydraulic transmission forms, due to their systemic slippage is not the case for some key applications high reproducibility of the position. High reproducibility the position at low speeds and high torque is in the Drives of robot arms needed. These must when used in mass production a programmed operation with high precision very often in a row. This is a high at relatively low angular velocities Torque for the to be carried out Partial circle movements with loads required. Therefore, the joints can not additionally heavy standard gearboxes, but compact, From a few stages combined gearboxes are used. Advantageous for the Compactness and economy of a transmission for low Angular velocity at high torque affects, if it through high implementation of a small and cheap, high-revving Motor can be driven. Another application for such Gearbox is the extraction of cores made of rock or ice with Hollow drills at low speed. For the described applications is It is usually advantageous if the gears are coaxial Forms, that is Shapes in which drive and output shafts in a common Line lie.

Neben den Standardgetrieben, die bei mehrstufiger Ausführung auch über koaxiale Antriebs- und Abtriebsachsen verfügen können, kommen für kompakte Getriebe mit höheren und hohen Umsetzungen auch andere Getriebeformen in Frage. Die EP 1 270 995 A1 beschreibt ein einstufiges Getriebe mit Präzessionsbewegung. Eine Antriebsachse treibt eine Taumelscheibe an, die einem an einem Gehäuse gegen Drehung fixierten aber eine Taumelbewegung zulassenden stirnverzahnten Zahnrad ihre Präzessionsbewegung mitteilt. Ein solches Zahnrad wird auch Kronenrad genannt. Die Abtriebsachse wird von einem zweiten Kronenrad gebildet, das die Antriebsachse konzentrisch frei drehbar umfasst und dessen Zähne gegen die des ersten Kronenrads gerichtet sind und in diese derart eingreifen, dass immer nur die aufgrund der Taumelbewegung des ersten Kronenrads gerade am weitesten in Abtriebsrichtung stehenden Zähne im Eingriff sind. Wenn die Zähnezahl beider Kronenräder um eins voneinander abweichen, wird das erste Kronenrad bei jeder abgeschlossenen Taumelbewegung das zweite Kronenrad um einen Zahn weiter geschoben haben, so dass schließlich das frei drehbare Kronenrad und damit die Abtriebsachse genau eine Umdrehung macht, wenn die Antriebsachse eine Umdrehungszahl in der Höhe der Anzahl der Zähne des Abtriebskronenrads macht. Je höher also die Anzahl der Zähne auf den Kronenrädern ist, desto höher ist das Umsetzungsverhältnis. Es wird begrenzt durch die Ausformbarkeit von Zähnen am Umfang. Ein solches Getriebe bietet eine kompakte Bauform mit konzentrischen Achsen und höherer Umsetzung. Das erste Kronenrad muss wegen der Taumelbewegung aufwändig gelagert und über ein federbalgförmiges Element fixiert werden. Das Getriebe hat wegen seiner Einstufigkeit prinzipiell einen guten Wirkungsgrad, der jedoch durch die Kraftverluste der Taumelbewegung und der Reibung im Lager des ersten Kronenrads wieder erheblich gemindert wird. Wegen der problematischen Taumelbewegung ist dieses Getriebe nicht für hohe Eingangsdrehzahlen und größere Übertragungsleistungen geeignetIn addition to the standard gearboxes, which can also have coaxial drive and output axles in multi-stage design, other types of gearboxes are also suitable for compact gearboxes with higher and higher implementations. The EP 1 270 995 A1 describes a single-stage gear with precession movement. A drive shaft drives a swash plate, which communicates its precession movement to a front-toothed gear fixed to a housing against rotation but allowing a tumbling motion. Such a gear is also called crown gear. The output shaft is formed by a second crown gear, which comprises the drive axis concentric freely rotatable and whose teeth are directed against the first crown gear and engage in such a way that always only due to the wobbling motion of the first crown gear standing straight in the driven direction teeth in the Are engaged. When the tough If both crown gears differ by one, the first crown wheel will have pushed the second crown gear one tooth at each completed tumbling motion, so that finally the freely rotatable crown wheel and thus the output shaft makes exactly one revolution when the drive axle is at a speed of revolution the number of teeth of the Abtriebskronenrads makes. The higher the number of teeth on the crown wheels, the higher the conversion ratio. It is limited by the formability of teeth on the circumference. Such a transmission offers a compact design with concentric axes and higher implementation. The first crown wheel must be laboriously stored because of the wobbling motion and fixed by a bellows-shaped element. The transmission has in principle because of its single-stage good efficiency, however, is significantly reduced by the power losses of the tumbling motion and the friction in the bearing of the first crown wheel again. Because of the problematic wobbling motion, this transmission is not suitable for high input speeds and higher transmission powers

Ein ähnliches Getriebe mit zwei Zahnrädern mit um eins unterschiedlicher Zähnezahl wird in der US 3,160,032 beschrieben. Darin treibt die Antriebsachse eine Exzenterscheibe an, die frei drehbar in einem kreisförmigen ersten Zahnrad mit Außenverzahnung läuft. Dieses ist im Inneren eines zweiten Zahnrads mit Innenverzahnung und einem Zahn mehr gelagert. Bei jeder Umdrehung der Antriebsachse und damit der Exzenterscheibe wälzt sich das erste Zahnrad am zweiten Zahnrad einmal ab und dreht sich dabei um einen Zahn weiter. Auch hier wird das Übersetzungsverhältnis von 1:Anzahl-Zähne-am-ersten-Zahnrad begrenzt. Ein solches Getriebe bietet ebenfalls eine kompakte Bauform mit konzentrischen Achsen und höherer Umsetzung. Es werden keine aufwändigen Teile benötigt und der Wirkungsgrad ist auch hier prinzipiell gut, wird aber durch die exzentrische Bewegung des ersten Zahnrads deutlich gemindert. Wegen der Exzenterbewegung ist dieses Getriebe ebenfalls nicht für hohe Eingangsdrehzahlen und größere Übertragungsleistungen geeignet.A similar gear with two gears with by one different number of teeth is in the US 3,160,032 described. In it, the drive shaft drives an eccentric, which rotates freely in a circular first gear with external teeth. This is stored inside a second gear with internal teeth and a tooth more. With each revolution of the drive axle and thus of the eccentric disc, the first toothed wheel on the second toothed wheel rotates once and continues to rotate by one tooth. Again, the gear ratio of 1: number of teeth on the first gear is limited. Such a transmission also offers a compact design with concentric axes and higher implementation. There are no complex parts needed and the efficiency is here in principle good, but is significantly reduced by the eccentric movement of the first gear. Because of the eccentric movement, this transmission is also not suitable for high input speeds and greater transmission power.

Eine weit verbreitete Getriebebauform für mittlere bis hohe Umsetzungen stellen die so genannten Harmonic Drive Getriebe dar. Eine Ausführung eines solchen Getriebes wird beispielsweise von der US 4,625,582 gezeigt. Bei diesen Getrieben greift ein elastisch verformbares und außen verzahntes Zahnrad, das so genannte „flexspline", an zwei einander an den Enden der großen Achse einer Ellipse gegenüberligenden Positionen in ein festes, kreisrundes und innen verzahntes Zahnrad, das so genannte „circular spline", ein. Das feste Zahnrad weist dabei genau zwei Zähne mehr auf als das flexible Zahnrad. Eine von der Antriebsachse angetriebene elliptische Scheibe, der so genannte „wave generator", ist frei drehbar in einer entsprechenden zentralen Öffnung des elastischen Zahnrads gelagert. Bei Drehung der Antriebsachse und damit der elliptischen Scheibe verformt diese das elastische Zahnrad umlaufend ebenfalls elliptisch, so dass es sich fortschreitend an den einander gegenüberliegenden Stellen in das feststehende Zahnrad eingreifend an diesem abwälzt und je Umdrehung der elliptischen Scheibe um zwei Zähne weiterdreht. Das flexible Zahnrad stellt damit die Abtriebsachse dar, die im Verhältnis 2:Anzahl-Zähne-am-flexiblen-Zahnrad langsamer als die Antriebsachse läuft. Je höher also die Anzahl der Zähne auf dem festen und dem elastischen Zahnrad ist, desto höher ist wieder das Umsetzungsverhältnis, begrenzt durch die Ausformbarkeit von Zähnen am Umfang. Ein solches Getriebe ist ebenfalls kompakt mit konzentrischen Achsen und mittlerer Umsetzung. Das Getriebe hat wegen seiner Einstufigkeit prinzipiell auch einen guten Wirkungsrad, der jedoch durch die Kraftverluste der elastischen Verformung des inneren Zahnrads relativiert wird. Kraftverluste durch exzentrische Bewegungen sind bei der symmetrischen Ellipse nicht gegeben.A widespread transmission design for medium to high conversions are the so-called harmonic drive gear. An embodiment of such a transmission is for example of the US 4,625,582 shown. In these transmissions engages an elastically deformable and externally toothed gear, the so-called "flexspline", at two opposite each other at the ends of the major axis of an ellipse positions in a solid, circular and internally toothed gear, the so-called "circular spline", one. The fixed gear has exactly two more teeth than the flexible gear. An elliptical disk driven by the drive axle, the so-called "wave generator", is freely rotatably mounted in a corresponding central opening of the elastic gearwheel, and when the drive shaft and thus the elliptical disk rotate, this elastically deforms the elastic gearwheel elliptically, so that it rotates advances progressively at the opposite points in the fixed gear engaging on this and rotates each revolution of the elliptical disc by two teeth., The flexible gear thus represents the output axis, the ratio 2: number of teeth-on-flexible gear slower The higher the number of teeth on the fixed and the elastic gear, the higher the conversion ratio, limited by the formability of teeth on the circumference, such a gear is also compact with concentric axes and medium implementation. The transmission has because of his Single stage in principle, a good effect, but is relativized by the power losses of the elastic deformation of the inner gear. Power losses due to eccentric movements are not present in the symmetrical ellipse.

Alle vorangehend beschriebenen Getriebbauformen sind mit der Herstellung von Sonderteilen wie Taumelscheiben, Exzenterscheiben oder flexiblen Zahnrädern verbunden. Eine Gruppe von ebenfalls kompakten, koaxialen und symmetrisch aufgebauten Getrieben für Anwendungen mit hohen Übertragungsleistungen und mittleren bis hohen Umsetzungen, die die Verwendung derartiger Teile vermeiden, sind die Planetengetriebe in ihren unterschiedlichen Ausprägungen. Im einfachsten Fall handelt es sich dabei um ein linear mehrstufiges Getriebe. Ein solches wird in der DE 197 20 255 A1 beschrieben. Eine Antriebsachse treibt ein inneres Sonnenrad an. Hiervon wird ein erster Satz von Stufen-Planetenrädern betätigt, deren kleinere Zahnräder einen zweiten Satz Stufen-Planetenräder treibt. Dessen kleine Zahnräder sind schließlich mit einem äußeren, feststehenden Sonnenrad im Eingriff, welches das Getriebegehäuse bildet. Der Abtrieb geschieht über den für beide Planetenradsätze gemeinsamen Planetenkäfig. Für eine umgekehrte Drehrichtung ließe sich auch der Planetenkäfig festhalten und der Abtrieb über das äußere Sonnenrad realisieren. Durch den gegenläufigen Aufbau, bei dem die Planetenradsätze von links und von rechts durch den Planetenkäfig greifen, gelingt eine außerodentlich kompakte Form, bei der die große Masse des Planetenkäfigs mit nur geringer Geschwindigkeit, das heißt mit der Abtriebsdrehzahl, läuft und damit bei Drehrichtungswechsel nur kleine Brems- und Beschleunigungsmomente erfordert. Die zu erzielende Umsetzung hängt dabei unmittelbar nur von den Zähnezahlen der verwendeten Zahnradsätze ab, bis zu 1:250 erscheint realistisch. Bei einer weiteren Kategorie von Planetengetrieben wird die Umsetzung durch die Summe zweier mit sehr nahe beieinander liegender Drehzahlen entgegengesetzt drehender Getriebeteile erzielt. Hierzu zählen in erster Linie die sogenannten Wolfrom-Getriebe. Eine Antriebswelle treibt eine erste Planetengetriebestufe gegen ein feststehendes äußeres, als Getriebegehäuse dienendes Sonnenrad. Die Planetenräder sind als Stufen-Planetenräder ausgebildet, wobei deren zweite Zahnräder mit gleicher Zähnezahl ein zweites äußeres, frei drehbares Sonnenrad mit einer geringeren Zähnezahl als das erste Sonnenrad, welches die Abtriebsachse bildet, antreiben. Die zweiten Planetenräder und das zweite äußere Sonnenrad stellen zusammen mit dem drehbaren gemeinsamen Planetenkäfig eine zweite Getriebestufe dar. Die Zähnezahldifferenz zwischen den Sonnenrädern ergibt sich aus der Anzahl der Stufen-Planetenräder. Wird nur ein Stufen-Planetenrad eingesetzt, wird bei einer Zähnezahldifferenz von eins ein hohes Umsetzungsverhälnis erzielt, jedoch ist die Übertragungsleistung gering. Technisch können bis zu vier Stufen-Planetenräder eingeführt werden, wobei sich durch die größere Zähnezahldifferenz nur noch eine um Faktor vier geringere Umsetzung ergibt, allerdings bei entsprechend höherem Übertragungsdrehmoment. Mehr als vier Stufen-Planetenräder sind wegen der erforderlichen Zahnformkorrektur nicht möglich. Da der Planetenkäfig der Stufen-Planetenräder und das Abtriebssonnenrad sich entgegengesetzt drehen, verbleibt als Abtriebsgeschwindigkeit die Summe der beiden, mit dem Kehrwert des Quotienten der zugehörigen Zähnezahlen multiplizierten Winkelgeschwingigkeiten, beziehungsweise die Differenz deren absoluter Werte, die bei entsprechender Wahl der Zähnezahlen und Stufen-Planetenräder sehr gering sein kann und Umsetzungen bis 250:1 bzw. 1:250 ermöglicht. Eine Weiterentwicklung des Wolfrom-Getriebes stellt das beispielsweise in der EP 1 244 880 B1 vorgestellte Hi-Red-Getriebe dar. Hier wird ein hohes Übertragungsdrehmoment durch vier Stufen-Planetenräder mit einer hohen Umsetzung ermöglicht, indem die beiden Zahräder der Stufen-Planetenräder bei weiterhin gleicher Zähnezahl nicht mehr fluchten, sondern jeweils um eine viertel Zahnteilung, d.h. Zahnbreite plus Zahnlückenbreite, versetzt angeordnet werden, das heißt, dass beide Zahnräder des ersten Stufen-Planetenrades fluchten, beim zweiten Stufen-Planetenrad um eine viertel Zahnteilung, beim dritten um eine halbe Zahnteilung und beim vierten um eine dreiviertel Zahnteilung versetzt sind. Dadurch muss trotz der Zahl von vier Stufen-Planetenrädern die Zähnezahl des zweiten Sonnenrades nur um eins korrigiert werden, woraus die hohe Umsetzung resultiert. Die Vorteile dieser Getriebeform werden gegenüber dem Wolfrom-Getriebe mit den aufwändig zu produzierenden versetzten Stufen-Planetenrädern erkauft.All previously described transmission designs are associated with the manufacture of special parts such as swash plates, eccentric discs or flexible gears. A group of likewise compact, coaxial and symmetrically constructed gears for applications with high transmission powers and medium to high conversions, which avoid the use of such parts, are the planetary gears in their different forms. In the simplest case, this is a linear multi-stage transmission. Such will be in the DE 197 20 255 A1 described. A drive axle drives an inner sun gear. From this, a first set of stepped planetary gears is actuated whose smaller gears drive a second set of step planetary gears. Its small gears are finally engaged with an outer stationary sun gear which forms the transmission housing. The output is done via the planetary cage common to both planetary gear sets. For a reverse direction of rotation could also hold the planetary cage and realize the output via the outer sun gear. Due to the opposing structure, in which the planetary gear sets from the left and right by the planet cage, succeeds exceptionally compact form, in which the large mass of the planet cage with only low speed, that is with the output speed, runs and thus when changing direction only small Braking and acceleration moments required. The implementation to be achieved depends directly only on the number of teeth of the gear sets used, up to 1: 250 seems realistic. In another category of planetary transmissions, the conversion is the sum of two very close to each other speeds achieved opposite rotating gear parts. These include primarily the so-called Wolfrom transmission. A drive shaft drives a first planetary gear stage against a stationary outer gear serving as a gear housing sun gear. The planet gears are designed as stepped planetary gears, wherein the second gears with the same number of teeth drive a second outer, freely rotatable sun gear with a smaller number of teeth than the first sun gear, which forms the output shaft. The second planet gears and the second outer sun gear, together with the rotatable common planetary cage, constitute a second gear stage. The number of teeth difference between the sun gears results from the number of step planet gears. If only one step planetary gear is used, a high conversion ratio is achieved with a number of teeth difference of one, but the transmission power is low. Technically, up to four stage planetary gears can be introduced, with only a factor of four lower conversion results due to the larger number of teeth difference, but with a correspondingly higher transmission torque. More than four step planet gears are not possible because of the required tooth form correction. Since the planetary cage of the stepped planetary gears and the output sun gear rotate counter to each other, the sum of the two angular velocities multiplied by the inverse of the quotient of the associated number of teeth, or the difference between their absolute values, remains with the appropriate choice of the number of teeth and step planetary gears can be very low and conversions up to 250: 1 or 1: 250 allows. A further development of the Wolfrom transmission is the example in the EP 1 244 880 B1 Here, a high transmission torque is made possible by four-stage planetary gears with a high implementation by the two Zahräder the step planet gears at the same number of teeth no longer aligned, but each by a quarter tooth pitch, ie tooth width plus Tooth gap width, to be arranged offset, that is, that both gears of the first stage planetary gear are aligned, the second stage planet gear to a quarter pitch, the third offset by half a pitch and the fourth by a three-quarter pitch. As a result, despite the number of four-stage planetary gears, the number of teeth of the second sun gear must be corrected by only one, resulting in the high conversion results. The advantages of this type of gearbox are compared to the Wolfrom gearbox with the costly to produce staggered stepped planet gears bought.

Eine weitere Getriebeform stellt das Winkelgetriebe aus der EP 1 429 048 A1 dar, von dem die vorliegende Erfindung als nächstliegendem Stand der Technik ausgeht. Bei diesem Getriebe treibt eine Antriebsachse mit einer Antriebskegelverzahnung ein erstes axial zur Abtriebsachse drehendes Kegelrad mit zwei ersten konzentrischen, als äußere und innere bezeichneten Verzahnungsbereichen in eine Richtung und gleichzeitig ein zweites axial zur Abtriebsachse drehendes Kegelrad mit zwei zweiten, als äußere und innere bezeichneten konzentrischen Verzahnungsbereichen in die andere Richtung durch Eingriff in die äußeren Verzahnungsbereiche der Kegelräder an. Die Abtriebsachse, die sich frei unter den Kegelrädern drehen kann, weist eine Anzahl von radial ausgerichteten Stiften auf, auf denen Umlaufkegelräder frei drehbar angeordnet sind, die in die inneren Verzahnungsbereiche der Kegelräder eingreifen. Durch Verstimmung der Zähnezahlen der äußeren und/oder inneren Verzahnungsbereiche der Kegelräder wird das Umsetzungsverhältnis erzielt, mit dem sich bei gegebener Antriebsdrehzahl die Abtriebsachse, mitgenommen durch die Umlaufkegelräder auf ihren Stiften, unter den Kegelrädern hinweg dreht. Die Verstimmung wird dadurch hergestellt, dass die ersten Verzahnungsbereiche unterschiedliche Zähnezahlen, also ein Zähnezahlverhältnis ungleich eins, die zweiten Verzahnungsbereiche gleiche Zähnezahlen, also ein Zähnezahlverhältnis gleich eins, und die inneren oder die äußeren Verzahnungsbereiche gleiche Zähnezahlen, also ein Zähnezahlverhältnis gleich eins, aufweisen. Durch diese Bestimmungen werden bestimmte Paarungen von Verzahnungsbereichen innerhalb oder zwischen den Kegelrädern definiert. Bei gleichen Zähnezahlen der äußeren Verzahnungsbereiche können dort neben dem Antriebskegelrad weitere am Getriebegehäuse sich abstützende äußere Kegelräder eingreifen und die Antriebsachse steht exakt orthogonal zur Abtriebsachse. Die dabei ungleichen inneren Verzahnungsbereiche sorgen für eine Schiefstellung der zugehörigen Stifte und damit der inneren Umlaufkegelräder. Die Zähnezahlen zielen auf eine Differenz zwischen den ersten und zweiten inneren Verzahnungsbereichen, bei dem dargestellten Getriebe mit sechs Umlaufzahnrädern also sechs Zähne Differenz. Bei z.B. um einen Zahn ungleichen Zähnezahlen der äußeren Verzahnungsbereiche können dort neben dem Antriebskegelrad keine weiteren am Getriebegehäuse sich abstützende äußeren Kegelräder eingreifen und die Antriebsachse steht in einem nicht rechten Winkel zur Abtriebsachse. Die dabei gleichen inneren Verzahnungsbereiche sorgen für eine rechtwinklige Stellung der Stifte und damit der inneren Umlaufkegelräder. Es können dabei soviele Umlaufzahnräder in die inneren Verzahnungsbereiche eingreifen und die Abtriebsachse stützen, wie auf den Umfang passen. Bei den gegebenen Bestimmungen ist entweder die Umsetzung hoch mit nur einem Kegelrad zwischen den äußeren Verzahnungsbereichen und entsprechend schlechter Verteilung der Krafteinleitung über das Lager ins Gehäuse, oder die Umsetzung ist niedrig mit der Möglichkeit, die Kräfte über mehrere Kegelräder und ihre Lager zwischen den äußeren Verzahnungsbereichen zu verteilen. Wegen der Fixierung auf einen geringen Zähnezahlunterschied kann eine Lösung, die beide Optionen verbindet, nicht gezeigt werden.Another type of gearbox is the angular gearbox EP 1 429 048 A1 from which the present invention proceeds as the closest prior art. In this transmission drives a drive shaft with a drive bevel gear a first axially to the output shaft rotating bevel gear with two first concentric, referred to as outer and inner toothing areas in one direction and at the same time a second axially to the output shaft rotating bevel gear with two second, designated as outer and inner concentric toothing areas in the other direction by engagement in the outer toothed portions of the bevel gears. The output shaft, which can rotate freely under the bevel gears, has a number of radially aligned pins on which epicyclic gears are freely rotatably mounted, which engage in the inner gear portions of the bevel gears. By detuning the numbers of teeth of the outer and / or inner toothed portions of the bevel gears, the conversion ratio is achieved with the output shaft rotates at a given input speed, driven by the bevel gears on their pins, under the bevel gears away. The detuning is produced by the fact that the first toothing regions have different numbers of teeth, ie a number of teeth not equal to one, the second toothed areas have the same number of teeth, ie a number of teeth equal to one, and the inner or outer toothed areas have the same number of teeth, ie a number of teeth equal to one. These provisions define certain pairs of gearing areas within or between the bevel gears. At the same number of teeth of the outer toothing areas there can engage next to the drive bevel gear further on the gear housing supporting outer bevel gears and the drive axle is exactly orthogonal to the output shaft. The case unequal inner toothed areas provide a misalignment of the associated pins and thus the inner epicyclic gears. The numbers of teeth are aimed at a difference between the first and second internal gear areas, in the illustrated transmission with six planetary gears so six teeth difference. For example, to a tooth uneven numbers of teeth of the outer toothed areas there can intervene next to the drive bevel gear no further on the gear housing supporting outer bevel gears and the drive shaft is at a non-right angle to the output shaft. The same internal gear areas ensure a right-angled position of the pins and thus the inner epicyclic gears. It can engage as many epicyclic gears in the inner teeth areas and support the output shaft, as fit on the circumference. In the given provisions, either the implementation is high with only one bevel gear between the outer teeth areas and correspondingly poor distribution of force via the bearing into the housing, or the implementation is low with the possibility of forces across multiple bevel gears and their bearings between the outer teeth areas to distribute. Because of the fixation on a small number of teeth differences, a solution combining both options can not be shown.

Aufgabenstellung und Lösungtask and solution

Die Aufgabe für ein gattungsgemäßes Zahnradgetriebe mit hoher Umsetzung und hohem Übertragungsdrehmoment der zuvor erläuterten Art ist daher darin zu sehen, dieses so weiterzubilden, dass auf die Verwendung von besonderen, aufwändig und damit teuer zu fertigenden Sonderteilen vollständig verzichtet, eine noch deutlich höhere Umsetzungsrate und gleichzeitig eine optimale Drehmomentverteilung erreicht werden kann. Die erfindungsgemäße Lösung für diese Aufgabe ist dem Hauptanspruch zu entnehmen. Vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus den einzelnen Unteransprüchen und werden im Folgenden im Zusammenhang mit der Erfindung näher erläutert.The Task for a generic gear transmission with high conversion and high transmission torque the previously explained Art is therefore to see it in such a way that on the use of special, elaborate and therefore expensive to manufacture Special parts completely dispensed, a much higher Implementation rate and at the same time an optimal torque distribution can be achieved. The solution according to the invention for this task is the main claim refer to. Advantageous developments emerge from the individual subclaims and will be explained in more detail below in connection with the invention.

Bei der Erfindung handelt es sich um ein Zahnradgetriebe aus einer Reihenschaltung von zwei klar abgrenzbaren Getriebestufen, die mit beliebigen passenden Zahnrad-Getriebetypen, bevorzugt aber Planetengetrieben mit Zahnräden mit Stirn- oder Kegelverzahnungen, ausführbar ist. Die erste Getriebestufe wirkt wie ein Umkehrgetriebe, die zweite wie ein Differentialgetriebe. Bei Getrieben in gerader Bauform treibt im Umkehrgetriebe die Antriebswelle ein erstes Zahnrad, das seinerseits, gegebenenfalls über ein zwischengeschaltetes Planetenrad, ein zweites Zahnrad mit umgekehrtem Drehsinn antreibt. Das Umkehrgetriebe stellt damit an der verlängerten Antriebswelle ein erstes Teildrehmoment in Antriebsdrehrichtung und an dem zweiten Zahnrad ein weiteres Teildrehmoment entgegen der Antriebsdrehrichtung zur Verfügung. Die beiden Eingangszahnräder des Differentialgetriebes wirken auf ein gemeinsames Zwischenzahnrad, dessen Achsstellungsänderung in Bezug auf den Getriebefixpunkt die Abtriebswinkelgeschwindigkeit repräsentiert. Beide Getriebestufen sind miteinander verbunden, indem das erste Teildrehmoment des Umkehrgetriebes auf das erste Eingangszahnrad und das zweite Teildrehmoment des Umkehrgetriebes auf das zweite Eingangszahnrad des Differentialgetriebes wirkt. Eine winklige Bauform des Getriebes wird bevorzugt durch Zahnräder mit Kegelverzahnung erreicht, wobei der Antrieb hier durch eines der Planetenräder im Umkehrgetriebe erfolgt.at the invention is a gear transmission from a series circuit of two clearly definable gear stages, with any matching Gear transmission types, but preferably planetary gears with toothed with End or bevel gears, executable. The first gear stage acts as a reverse gear, the second as a differential gear. In gearboxes in straight design drives the drive shaft in the reverse gear a first gear, in turn, optionally via a intermediate planetary gear, a second gear with reversed Driving sense drives. The reverse gear thus puts on the extended Drive shaft a first partial torque in driving direction and counter to the second gear another partial torque the driving direction of rotation available. The two input gears of the Differential gear act on a common intermediate gear, whose axle position change in terms of gearbox fixation, the output angular velocity represents. Both gear stages are interconnected by the first Partial torque of the reverse gear on the first input gear and the second partial torque of the reverse gear to the second Input gear of the differential gear acts. An angular design of the transmission is preferably achieved by toothed-toothed gears, wherein the drive takes place here by one of the planetary gears in the reverse gear.

Unabhängig von der Bauform des Getriebes oder der Art der Verzahnung seiner Zahnräder liegt der Wert der Erfindung in dem Verhältnis der Zähnezahlen seiner Zahnräder, deren Bestimmung durch ein vertieftes Verständnis der Bedingungen im Zusammenwirken der Umkehr- und der Differentialgetriebestufe ermöglicht wird. Im Stand der Technik wird diese Aufteilung nicht angedacht oder vorgenommen und die maximale Umsetzung immer an einen minimalen Zähnezahlunterschied, im Extremfall also von 1, gebunden. Dabei wird im geraden Getriebe erkannt, dass ein Gangunterschied von nur einem Zahn die Anzahl der möglichen Planetenräder auf 1 beschränkt und die Momenteinleitung der Abtriebswelle in das Getriebegehäuse dadurch über ein einziges hochbelastetes Lager erfolgt. Das führt bei dem bekannten Hi-Red-Getriebe aus der EP 1 244 880 B1 zu der Konstruktion mit vier Stufen-Planetenrädern, bei denen die zweiten Stufen gegenüber den ersten Stufen fortschreitend von Planetenrad 1 bis Planetenrad 4 um jeweils ein Viertel der Zahnteilung versetzt sind, so dass die vier Planetenräder mit ihren ersten Stufen in das erste innenverzahnte Zahnrad und die zweiten Stufen in das zweite, um einen Zahn reduzierte innenverzahnte Zahnrad eingreifen können. Durch diese komplizierte Hilfskonstruktion wird zwar die Momentaufteilung verbessert, das Problem der begrenzten Umsetzung durch die Betrachtungsweise mit einem Zahn Gangunterschied bleibt aber bestehen. Bei dem Winkelgetriebe aus dem Stand der Technik der EP 1 429 048 A1 wird das Momentproblem dagegen nicht generell gelöst, sondern lediglich eine Lösung mit einem einzigen Antriebskegelrad bei ungleichen Zähnezahlen der äußeren Verzahnungsbereiche und bis zu sechs Umlaufkegelrädern zwischen den gleichen inneren Verzahnungsbereichen angeboten. Die übrigen beanspruchten Verhältnisse mit gleichen äußeren und ungleichen inneren Verzahnungsbereichen führt bei den angenommenen geringen Gangunterschieden dazu, dass nur ein oder zwei Umlaufkegelräder zum Einsatz kommen können. Die begrenzte Umsetzung durch die Fixierung auf minimal einen Zahn Gangunterschied bleiben dabei bestehen.Regardless of the design of the transmission or the nature of the teeth of its gears, the value of the invention in the ratio of the number of teeth of its gears, the determination is made possible by a deeper understanding of the conditions in the interaction of the reverse and differential gear stage. In the prior art, this division is not considered or made and the maximum implementation always bound to a minimum number of teeth difference, in the extreme case of 1. It is detected in the straight gear that a path difference of only one tooth limits the number of possible planetary gears to 1 and the torque introduction of the output shaft in the gearbox takes place via a single highly loaded bearing. This leads in the known Hi-Red gear from the EP 1 244 880 B1 to the construction with four-stage planetary gears, in which the second stages with respect to the first stages are progressively offset from the planetary gear 1 to planetary gear 4 by a quarter of the pitch, so that the four planetary gears with their first stages in the first internally toothed gear and second stages in the second, to engage a tooth-reduced internal gear can engage. Although the torque distribution is improved by this complicated auxiliary construction, the problem of limited implementation by the consideration with a tooth retardation remains. In the angular gear of the prior art of EP 1 429 048 A1 In contrast, the moment problem is not generally solved, but offered only a solution with a single pinion gear at unequal numbers of teeth of the outer teeth areas and up to six epicyclic gears between the same inner teeth areas. The other claimed conditions with the same outer and unequal inner toothing areas leads to the assumed low gear differences to the fact that only one or two planetary bevel gears can be used. The limited implementation by the fixation on minimal a tooth retardation remain.

Die vorliegende Erfindung macht einen ganz anderen Ansatz, indem sie zwei völlig unabhängige Getriebe betrachtet. Dabei realisiert das vorgeschlagene Getriebe eine mechanische Variante des allgemein gültigen Prinzips der Schwebung. Bei der Schwebung werden zwei etwas unterschiedliche Frequenzen überlagert und das Ergebnis ist eine langsame Schwingung, deren Frequenz sich aus dem Unterschied der Eingangsfrequenzen ergibt. Mathematisch ist dieser Fall in den Additionstheoremen der Winkelfunktionen repräsentiert. Hier soll als Beispiel (ohne Darstellung der Ableitung) die Überlagerung zweier sinusförmiger Schwingungen mit leichter Differenz δ der Winkelgeschwindigkeit ω diskutiert werden: sin ωt ± sin ((ω + δ)t) = 2 sin ((ω ± (ω + δ))t/2) cos ((ω μ (ω + δ))t/2). The present invention takes a very different approach by considering two completely independent transmissions. In this case, the proposed gear realized a mechanical variant of the general principle of the beat. In beating two slightly different frequencies are superimposed and the result is a slow oscillation whose frequency results from the difference of the input frequencies. Mathematically, this case is represented in the addition theorems of the trigonometric functions. Here, as an example (without representation of the derivative), the superimposition of two sinusoidal oscillations with a slight difference δ of the angular velocity ω shall be discussed: sin ωt ± sin ((ω + δ) t) = 2 sin ((ω ± (ω + δ)) t / 2) cos ((ω μ (ω + δ)) t / 2).

Diese Art der Mischung erfolgt auch im Differentialgetriebe. Die sinusförmigen Schwingungen, beschreibbar z.B. durch die Bewegung von Markierungspunkten auf den entsprechenden Zahnrädern als Ordinate über der Zeit als Abszisse, legt man an den beiden Eingängen des Differentialgetriebes an und die Bewegung des Differentialgetriebes ist die Überlagerung des als Abtrieb benutzten Planetenkäfigs (der Sinusterm beschreibt die Bewegung dessen Markierungspunkts) und des Planetenrades (der Cosinusterm beschreibt die Bewegung dessen Markierungspunkts). Überlagert man beide Schwingungen ohne Umkehrung (obere Vorzeichen) sin ωt + sin ((ω + δ)t) = 2 sin ((ω + δ/2))t) cos (–δt/2),treibt also das Differentialgetriebe gleichsinnig an, so dreht sich das Planetenrad kaum und der Planetenkäfig mit leicht verstimmter Eingangsfrequenz. Dieser Fall ist z.B. bei Differentialgetrieben von Automobilen interessant, bei denen immer der Planetenkäfig angetrieben wird. Wird hingegen eine Schwingung umgekehrt (das entspricht 180° Phasenverschiebung, untere Vorzeichen), so ergibt sich: sin ωt – sin ((ω + δ)t) = –2 sin (δt/2) cos (ω + δ/2)t). This type of mixture also takes place in the differential gear. The sinusoidal vibrations, be writable eg by the movement of marking points on the corresponding gears as ordinate over time as abscissa, one puts on the two inputs of the differential gear and the movement of the differential gear is the superposition of the planetary cage used as the output (the Sinusterm describes the movement of its marking point) and the planet wheel (the cosine pattern describes the movement of its marker point). If one overlays both vibrations without reversal (upper sign) sin ωt + sin ((ω + δ) t) = 2 sin ((ω + δ / 2)) t) cos (-δt / 2), So drives the differential gear in the same direction, so the planetary wheel hardly rotates and the planet cage with slightly detuned input frequency. This case is interesting, for example, in differential gears of automobiles where the planetary cage is always driven. If, on the other hand, an oscillation is reversed (this corresponds to 180 ° phase shift, lower sign), the result is: sin ωt - sin ((ω + δ) t) = -2 sin (δt / 2) cos (ω + δ / 2) t).

Dieser den gegensinnigen Antrieb des Differentialgetriebes repräsentierende Fall führt zu einer langsamen Drehung des Planetenkäfigs mit der Verstimmung δ/2 und einer schnellen Drehung des Planetenrades mit der leicht verstimmten Eingangsfrequenz. Bei der Schwebung spielt also nur die Überlagerung der Eingangsfrequenzen eine Rolle und nicht die Eingangsfrequenzen für sich. Ein niedriges Überlagerungsergebnis, d.h. auch eine niedrige Abtriebsdrehzahl, lässt sich also nicht nur mit dicht beieinander liegenden niedrigen Eingangsfrequenzen, bzw. Drehzahlen, sondern auch mit noch enger bei einander liegenden höheren Eingangsfrequenzen bzw.This representing the opposing drive of the differential gear Case leads to a slow rotation of the planetary cage with the detuning δ / 2 and one fast rotation of the planetary gear with the slightly detuned input frequency. In the beating so only plays the superposition of the input frequencies a role and not the input frequencies for themselves. A low overlay result, i. even a low output speed, so can not only with close to each other low input frequencies, or speeds, but also with even closer to each other higher input frequencies respectively.

Drehzahlen erzielen. Je nach Wahl der Eingangsfrequenzen können dabei Verstimmungen mit positivem oder negativem Vorzeichen und damit beide Drehrichtungen erzielt werden. Werden ausgehend von einer Eingangsdrehzahl ω im Umkehrgetriebe zwei Kraftstränge mit den Drehzahlen Nui × ωi = Nu × ω und Nua × ωa = –Nu × ω(mit Index u für Umkehrgetriebe, i für inneres Rad und a für äußeres Rad) erzeugt und im Differentialgetriebe entsprechend ihrem anteiligen Umfang am effektiven Umfang des Planetenkäfigs überlagert –(Ndi + Nda)/2 × δ = Ndi × ωi + Nda × ωa (mit Index d für Differentialgetriebe), so rotiert der Planetenkäfig mit –δ/2 = (Ndi × ωi + Nda × ωa)/(Ndi + Nda) = (Ndi/Nui – Nda/Nua)/(Ndi + Nda) × Nu × ω. Reach speeds. Depending on the choice of input frequencies upsets with a positive or negative sign and thus both directions of rotation can be achieved. Are starting from an input speed ω in the reverse gear two power strands with the speeds N ui × ω i = N u × ω and N among others × ω a = -N u × ω generated (index u for reverse gear, i for inner wheel and a for outer wheel) and superimposed in the differential gear according to their proportionate extent on the effective circumference of the planetary cage - (N di + N there ) / 2 × δ = N di × ω i + N there × ω a (with index d for differential gear), the planetary cage rotates with -Δ / 2 = (N di × ω i + N there × ω a ) / (N di + N there ) = (N di / N ui - N there / N among others ) / (N di + N there ) × N u × ω.

Wird also z.B. das innere Zahnrad mit ω = ω_i angetrieben, d.h. N_u = N_ui, dann ist –δ/2 = (Ndi – Nda × Nui/Nua)/(Ndi + Nda) × ωi .If, for example, the inner gear is driven by ω = ω _i , ie N _u = N _ui , then -Δ / 2 = (N di - N there × N ui / N among others ) / (N di + N there ) × ω i ,

Das Planetenrad mit Zähnezahl N_dp (mit Index p für Planetenrad) im Differentialgetriebe dreht sich also mit (ω + δ/2) = –Ndi/Ndp × (ωi – (Ndi – Nda × Nui/Nua)/(Ndi + Nda) × ωi) = –Nda × Ndi × (1 + Nui/Nua)/(Ndi + Nda)/Ndp × ωi The planet gear with number of teeth N _dp (with index p for planet gear) in the differential gear thus rotates with (ω + δ / 2) = -N di / N dp × (ω i - (N di - N there × N ui / N among others ) / (N di + N there ) × ω i ) = -N there × N di × (1 + N ui / N among others ) / (N di + N there ) / N dp × ω i

Durch geeignete Wahl der Übersetzungsverhältnisse führt die Schwebung insbesondere bei nahe beieinander liegenden Zahnverhältnissen im Differential- (N_di/N_ui) und Umkehrgetriebe (N_da/N_ua) zu einer im Vergleich zur Eingangsdrehzahl stark herabgesetzten Abtriebsdrehzahl.By a suitable choice of the gear ratios, the beating leads in particular at closely spaced tooth ratios in the differential (N _di / N _ui ) and reverse gear (N _da / N, _etc. ) to a greatly reduced compared to the input speed output speed.

Die mechanische Realisierung des beschriebenen Prinzips durch konsequent analoges Vorgehen mit der Erzeugung zweier ähnlicher Drehzahlen in einem Umkehrgetriebe und deren vorzeichenbehafteter Verarbeitung am Planetenkäfig eines Diffentialgetriebes zu einer niedrigen Abtriebsdrehzahl, stellt den einen Teil des erfinderischen Gedankens dar. Der andere Teil wird durch die Realisierung der Erzeugung der beiden gegensinnigen Eingangsdrehzahlen in einem kompakten Aufbau mit sehr einfachen Teilen repräsentiert. In dem Umkehrgetriebe wird die Möglichkeit der Bereitstellung zweier Kraftstränge mit gegensinniger Laufrichtung und unterschiedlicher Drehzahl aus einem einzelnen Antrieb verwirklicht, indem es die originale Antriebsdrehzahl für die eine Seite des Differentialgetriebes und durch seine Zahnradkombination die erste Eingangsdrehzahl für das Differentialgetriebe zur Verfügung stellt. Im Differentialgetriebe wird durch seine Zahnradkombination die originale Antriebsdrehzahl zur Erzeugung der zweiten Eingangsdrehzahl ausgenutzt und dabei beide Eingangsdrehzahlen vorzeichenbehaftet in Beziehung gesetzt.The mechanical realization of the described principle by consistently analogous procedure with the generation of two similar speeds in a reverse gear and their signed processing on the planetary cage of a differential gear to a low output speed represents the one part of the inventive idea. The other part is the realization of the generation the two ge represent sensible input speeds in a compact design with very simple parts. In the reverse gear, the possibility of providing two power strands in opposite directions and different speeds from a single drive is realized by providing the original input speed for one side of the differential gear and through its gear combination the first input speed for the differential gear. In the differential gear is used by its gear combination, the original input speed for generating the second input speed and set both input speeds signed in relation.

Bei der Dimensionierung wird ausgehend von der möglichen Baugröße und dem erforderlichen Drehmoment ein Bereich für die möglichen Zahnmodule und Anzahl der Planetenräder festgelegt. Die übrigen Bedingungen ergeben sich dann aus dem Verhältnis der verschiedenen Zähnezahlen. Bei der Berechnung sind für jedes der beiden Planetengetriebe folgende Randbedingungen zu berücksichtigen:

1. Es gibt eine erforderliche Mindestzähnezahl für Zahnräder, die nicht unterschritten werden darf.
2. Die geometrisch möglichen Positionen der Planetenräder sind durch konstante Winkelinkremente voneinander getrennt, die Vielfache von Basiswinkeln sind, die ihrerseits Bruchteile des Vollwinkels mit gemeinsamen Teilern der Zähnezahlen des inneren und äußeren Sonnenrades sind.
3. Die Differenz der Zähnezahlen der Sonnenräder ist gerade die doppelte Zähnezahl eines Planetenrades, d.h. die Zähnezahlen der Sonnenräder unterscheiden sich immer um eine gerade Zahl (entfällt für Kegelradgetriebe).

When sizing an area for the possible tooth modules and number of planet gears is determined based on the possible size and the required torque. The other conditions then result from the ratio of the different numbers of teeth. When calculating, the following boundary conditions must be taken into account for each of the two planetary gear units:

1. There is a minimum number of teeth required for gears that must not be fallen below.
2. The geometrically possible positions of the planet gears are separated by constant angular increments, which are multiples of base angles, which in turn are fractions of the full angle with common divisors of the numbers of teeth of the inner and outer sun gears.
3. The difference in the number of teeth of the sun gears is just twice the number of teeth of a planetary gear, ie the numbers of teeth of the sun gears always differ by an even number (not applicable to bevel gear).

Der Zusammenbau des Getriebes wird durch folgende Vorgehensweise erleichtert:

4. Die Sonnenräder beider Getriebe werden derart markiert, dass ihre Verzahnungen an je einer Position zusammenfallen und dann so ausgerichtet, dass die Markierungen jeweils beider Zahnräder korrespondierend zu liegen kommen.
5. Planetenräder mit geraden Zähnezahlen passen an der korrespondierenden Position, Planetenräder mit ungerader Zähnezahl passen an der um einen halben Vollwinkel gedrehten Position.
6. Die weiteren Planetenräder werden entsprechend den Teilbarkeitsbedingungen der Zähnezahlen der inneren und äußeren Sonnenräder eingebaut.

The assembly of the gearbox is facilitated by the following procedure:

4. The sun gears of both gears are marked in such a way that their teeth coincide in one position and then aligned in such a way that the markings of both gears come to lie correspondingly.
5. Planetary gears with even numbers of teeth fit at the corresponding position, planetary gears with odd numbers of teeth fit at the position rotated by half full angle.
6. The other planet gears are installed according to the divisibility conditions of the numbers of teeth of the inner and outer sun gears.

Bei einem Planeten-Umkehrgetriebe verhalten sich die Winkelgeschwindigkeiten des äußeren (ω_ua) und des inneren Sonnenrades (ω_ui) entprechend den Zähnezahlen (N_ua, N_ui) nach der Beziehung ωua/ωui = –Nui/Nua (1) In a planetary reversing gear, the angular velocities of the outer (ω _ua ) and the inner sun gear (ω _ui ) behave according to the numbers of teeth (N _ua , N _ui ) according to the relationship ω among others / ω ui = -N ui / N among others (1)

Wenn dabei der Planetenkäfig festgehalten wird, ergeben sich die Winkelgeschwindigkeiten unmittelbar aus dieser Beziehung. Für ein Planeten-Differentialgetriebe wird das innere und das äußere Sonnenrad als angetriebene Achsen mit den Winkelgeschwindigkeiten ω_da und ω_di und Zähnezahlen N_da und N_di sowie der Planetenkäfig als abgetriebene Achse mit der Winkelgeschwingigkeit Ω_dp und der Zähnezahl N_dp eines Planetenrades betrachtet. Zur Ableitung der Übersetzung wird zunächst eine volle Umdrehung des insgesamt blockierten Getriebes und anschließend andere einfache Drehungen bei Blockade einzelner Getriebeteile betrachtet. Durch Überlagerung der Bewegungen ergeben sich die Umsetzungsbeziehungen.If the planetary cage is held in place, the angular velocities result directly from this relationship. For a planetary differential gear, the inner and outer sun gears are considered as driven axles with the angular velocities ω _da and ω _di and tooth numbers N _da and N _di and the planet _cage as aborted axis with the angular velocity Ω _dp and the number of teeth N _{dp of} a planetary gear. To derive the translation, first a full rotation of the total blocked gear and then considered other simple rotations in blockage of individual gear parts. The superimposition of the movements results in the implementation relationships.

Die letzten beiden Zeilen der Tabelle repräsentieren die Relationen der Winkelgeschwindigkeiten ωda = Ωdp (1 + Ndi/Nda) und (2) ωdi = Ωdp (1 + Nda/Ndi) (3) The last two lines of the table represent the relations of the angular velocities ω there = Ω dp (1 + N di / N there ) and (2) ω di = Ω dp (1 + N there / N di ) (3)

Die Bewegung des Planetenkäfigs des Differentialgetriebes als Überlagerung der Bewegungen des inneren und äußeren Planetenrades ergibt sich mit der Auswertung der Entwicklung Ωdp = (δΩdp/δωdi) ωdi + (δΩdp/δωda) ωda zu (4) Ωdp = [1/(1 + Nda/Ndi) + (ωda/ωdi)/(1 + Ndi/Nda)] ωdi (5) The movement of the planetary cage of the differential gear as a superposition of the movements of the inner and outer planetary gear results with the evaluation of the development Ω dp = (δΩ dp / δω di ) ω di + (δΩ dp / δω there ) ω there to (4) Ω dp = [1 / (1 + N there / N di ) + (ω there / ω di ) / (1 + N di / N there )] ω di (5)

Wenn die inneren und äußeren Planetenräder der beiden Teilgetriebe jeweils fest miteinander verbunden sind, gilt ωua = ωda und ωui = ωdi (6) When the inner and outer planetary gears of the two partial transmissions are each firmly connected, applies ω among others = ω there and ω ui = ω di (6)

Aus (5) und (6) folgt mit (1) Ωdp = [1/(1 + Nda/Ndi) ! (Nui/Nua)/(1 + Ndi/Nda)] ωui (7)und damit die Gesamtübersetzung Ωdp/ωui = (Ndi ! (Nui/Nua) Nda)/(Nda + Ndi) (8) From (5) and (6) follows with (1) Ω dp = [1 / (1 + N there / N di )! (N ui / N among others ) / (1 + N di / N there )] ω ui (7) and thus the overall translation Ω dp / ω ui = (N di ! (N ui / N among others ) N there ) / (N there + N di ) (8th)

Mit den Zahlen
Nui = 39,
Nup = 21,
Nua = 81,
Ndi = 45,
Ndp = 24 und
Nda = 93
ergibt sich eine Reduzierung der Winkelgeschwindigkeit zu Ωdp/ωui = 1/621 (9). With the numbers
Nui = 39,
Nup = 21,
Nua = 81,
Ndi = 45,
Ndp = 24 and
Nda = 93
This results in a reduction of the angular velocity Ω dp / ω ui = 1/621 (9).

Diese Umsetzung wird mit geringen Zähnezahlen bezogen auf die relativen Durchmesser der Zahnräder erzielt. Dabei ist, bei Vergleich mit dem Stand der Technik, der Unterschied der Zähnezahlen zwischen den beiden inneren Rädern (Ndi ! Nui) von 6 und bei den beiden äußeren Rädern (Nda ! Nua) von 12 bemerkenswert und unterstreicht zusammen mit der durch die sehr nahe beieinanderliegenden Verhältnisse N_da/N_di = 2,067 und N_ua/N_ui = 2,077 erzielte Umsetzung deutlich den grundsätzlichen Unterschied im Ansatz und die erzielte entscheidende Verbesserung des erfindungsgemäßen Getriebetyps gegenüber dem Stand der Technik.This implementation is achieved with small numbers of teeth relative to the relative diameters of the gears. In comparison with the prior art, the difference of the number of teeth between the two inner wheels (Ndi! Nui) of 6 and of the two outer wheels (Nda! Nua) of 12 is remarkable and underlines, together with that of the very close close relationships N _da / N _di = 2.067 and N _ua / N _ui = 2.077 achieved implementation clearly the fundamental difference in approach and the achieved significant improvement of the transmission type of the invention over the prior art.

Eine andere Ausführung des Zahnradgetriebes für hohe Umsetzungen wird mit Planetengetriebestufen mit Zahnrädern mit Kegelverzahnung erzielt. Der Aufbau ist mit einer als Umkehrgetriebe wirkenden ersten Getriebestufe und einer als Differentialgetriebe wirkenden zweiten Getriebstufe zum Aufbau mit Planetengetriebestufen mit Zahnrädern mit Stirnverzahnung identisch. Die inneren und äußeren Sonnenräder können hier auch als erste und zweite Kegelräder, die Planetenräder auch als Umlaufkegelräder bezeichnet werden. Die Funktionsweise ist identisch. Bei einer weiteren Ausführung des Zahnradgetriebes in Planetenbauform mit Kegelverzahnungen kann eines der Planetenräder des Umkehrgetriebes die Antriebsachse darstellen. Damit ergibt sich ein Winkelgetriebe, bei dem bei ungleichen Zähnezahlen des ersten und zweiten Kegelrades die Antriebs- zur Abtriebsachse nicht orthogonal ausgerichtet ist. Hierbei wird z.B. mit den Zähnezahlen 39 und 42 im Umkehrgetriebe, 36 und 39 im Differentialgetriebe und 14 für alle 3 Planetenräder eine Umsetzungsrate von 1:975 erreicht. Eine weitere vorteilhafte Ausbildung des Zahnradgetriebes ergibt sich, wenn das erste Kegelrad des Umkehrgetriebes von einem besonderen, die Planetenräder und das zweite Kegelrad des Umkehrgetriebes nicht beeinflussenden, im Winkel von 90° zur Abtriebsachse eingreifenden und auf einer eigenen Antriebsachse angeordneten Kegelrad angetrieben wird.A other design of the gear transmission for high conversions is associated with planetary gears with gears Tapering achieved. The construction is with a reverse gear acting first gear and one as a differential gear acting second gear stage for construction with planetary gear stages with gears identical with spur toothing. The inner and outer sun gears can also be here as first and second bevel gears, the planet wheels also as epicyclic gears be designated. The functionality is identical. At another execution the gear transmission in planetary design with bevel gears can one of the planet wheels of the reverse gear represent the drive axle. This results an angular gear, in which at uneven numbers of teeth of the first and second Bevel gear, the drive to the output axis is not aligned orthogonally is. Here, e.g. with the numbers of teeth 39 and 42 in the reverse gear, 36 and 39 in the differential gear and 14 for all 3 planet gears achieved a conversion rate of 1: 975. Another advantageous Training of the gear transmission results when the first bevel gear of the Reverse gear of a special, the planetary gears and the second bevel gear of the reverse gear not influencing, in Angle of 90 ° to the Output shaft engaging and on its own drive axle arranged bevel gear is driven.

Weitere vorteilhafte Weiterbildungen werden dadurch erzielt, dass die Abtriebsachse als durch das ganze Getriebe hindurchgreifende Hohlwelle ausgeführt ist und/oder die Antriebsachse von einem Schrittmotor angetrieben und die Abtriebsachse senkrecht ausgerichtet und an ihrem oberen Ende kreisscheibenförmig ausgebildet ist, so dass sich beispielsweise ein einfach aufgebauter, aber in sehr kleinen Winkelinkrementen hochauflösend einstellbarer Verstelltisch ergibt.Further advantageous developments are achieved in that the output shaft is designed as passing through the entire transmission through hollow shaft and / or the drive axle driven by a stepper motor and the output shaft aligned vertically and at its upper end formed circular disk-shaped is, for example, a simply constructed, but in very small angle increments high resolution adjustable adjustment table results.

Ausbildungsformen des Zahnradgetriebes mit hoher Umsetzung nach der Erfindung werden nachfolgend zum weiteren Verständnis der Erfindung anhand der schematischen Figuren näher erläutert. Dabei zeigtforms of training the gear transmission with high implementation of the invention below for further understanding the invention with reference to the schematic figures explained in more detail. It shows

1 ein Schema für eine Zahnradgetriebe als Kombination aus zwei Planetenradgetrieben, 1 a diagram for a gear transmission as a combination of two planetary gear drives,

2 eine Explosionsansicht eines Zahnradgetriebes als Kombination aus zwei Planetenradgetrieben, 2 an exploded view of a gear transmission as a combination of two planetary gear,

3 ein Schema für ein Zahnradgetriebe als Kombination aus zwei Kegelradgetrieben, 3 a diagram for a gear transmission as a combination of two bevel gearboxes,

4 eine Explosionsansicht eines Zahnradgetriebes als Kombination aus zwei Kegelradgetrieben, 4 an exploded view of a gear transmission as a combination of two bevel gearboxes,

5 ein Zahnradgetriebe als Winkelgetriebe mit zwei Kegelradgetrieben und besonderem Antriegskegelrad und 5 a gear transmission as an angle gearbox with two bevel gearboxes and special drive pinion and

6 ein Winkelgetriebe als Verstelltisch. 6 a bevel gear as Verstellisch.

1 zeigt ein Schema für ein Zahnradgetriebe ZG als Kombination aus zwei Planetenradgetrieben PG, davon ein Umkehrgetriebe UG und ein Differentialgetriebe DG. Die Antriebsachse An, die in dem Festlager FLa gelagert ist, treibt das innere Sonnenrad des Umkehrgetriebes USi mit der Zähnezahl Nui mit der Winkelgeschwindigkeit ωui an. Dieses betätigt die Planetenräder des Umkehrgetriebs UP mit der Zähnezahl Nup, deren Festlager FL der gemeinsame Planetenkäfig des Umkehrgetriebes UT ist, der als Fixpunkt des ganzen Zahradgetriebes ZG dient. Schließlich treiben die Planetenräder des Umkehrgetriebes UP das äußere Sonnenrad des Umkehrgetriebes USa mit der Zähnezahl Nua mit der Winkelgeschwindigkeit ωua an. Das Differentialgetriebe DG wird von zwei Seiten eingespeist. Einerseits wird das äußere Sonnenrad des Differentialgetriebes DSa mit der Zähnezahl Nda von dem damit festverbundenen äußeren Sonnenrad des Umkehrgetriebes USa betätigt. Andererseits wird das innere Sonnenrad des Differentialgetriebes DSi mit der Zähnezahl Ndi vom ebenfalls damit fest verbundenen inneren Sonnenrad des Umkehrgetriebes USi bewegt. Die sich einander entgegen drehenden Sonnenräder des Differentialgetriebes DSa, DSi treiben die Planetenräder des Differentialgetriebes DP mit der Zähnezahl Ndp an. Diese können sich in ihren Loslagern LL im gemeinsamen Planetenkäfig des Differentialgetriebes DK, der mit der Abtriebswelle Ab in ihrem Festlager FLb fest verbunden ist, frei drehen. Je nach der Wahl der Zähnezahlen der sechs Zahnradtypen des gesamten Zahnradgetriebes ZG drehen die Planetenräder des Differentialgetriebes DP durch die sie mit einer mehr oder weniger großen positiven oder negativen Summe von Zähnen pro Zeiteinheit treibenden Sonnenräder des Differentialgetriebes DSa, DSi den Planetenkäfig des Differentialgetriebes DT langsam mit der vorgesehenen Abtriebswinkelgeschwindigkeit Ωp. 1 shows a diagram for a gear transmission ZG as a combination of two planetary gear PG, including a reverse gear UG and a differential gear DG. The drive shaft An, which is mounted in the fixed bearing FLa, drives the inner sun gear of the reverse gear unit USi with the number of teeth Nui at the angular velocity ωui. This actuates the planet wheels of the reverse gear UP with the number of teeth Nup whose bearing FL is the common planetary cage of the reverse gear UT, which serves as a fixed point of the whole Zahradgetriebes ZG. Finally, the planet gears of the reverse gear UP drive the outer sun gear of the reverse gear USa with the number of teeth Nua at the angular velocity ωua. The differential DG is fed from two sides. On the one hand, the outer sun gear of the differential gear DSa having the number of teeth Nda is operated by the outer sun gear of the reverse gear USa fixedly connected thereto. On the other hand, the inner sun gear of the differential gear DSi is moved with the number of teeth Ndi from the inner sun gear of the reverse gear USi also firmly connected therewith. The counter rotating sun gears of the differential gear DSa, DSi drive the planet gears of the differential gear DP with the number of teeth Ndp. These can rotate freely in their loose bearings LL in the common planetary cage of the differential gear DK, which is firmly connected to the output shaft Ab in its fixed bearing FLb. Depending on the choice of the number of teeth of the six gear types of the entire gear ZG rotate the planetary gears of the differential gear DP by the with a more or less large positive or negative sum of teeth per unit time driving sun gears of the differential gear DSa, DSi the planetary cage of the differential gear DT slowly the intended output angular velocity Ωp.

2 zeigt eine Explosionsansicht des Zahnradgetriebes ZG aus 1. Die Bezugszeichen entsprechen den in 1 genannten. In dem dargestellten Beispiel werden Sätze aus Planetenrädern des Differentialgetriebes DP und Planetenrädern des Umkehrgetriebes UP mit jeweils drei Zahnrädern verwendet. 2 shows an exploded view of the gear transmission ZG 1 , The reference numerals correspond to those in FIG 1 mentioned. In the illustrated example, sets of planet gears of the differential gear DP and planetary gears of the reverse gear UP are used with three gears each.

3 zeigt ein Schema für ein Zahnradgetriebe ZG als Kombination aus zwei Kegelradgetrieben KG, davon ein Umkehrgetriebe UG und ein Differentialgetriebe DG. Die Antriebsachse An, die in dem Festlager FLa gelagert ist, treibt das erste Kegelrad des Umkehrgetriebes UK1 mit der Zähnezahl Nu1 mit der Winkelgeschwindigkeit ωu1 an. Dieses betätigt die Planetenräder des Umkehrgetriebs UP mit der Zähnezahl Nup, deren Festlager FL der gemeinsame Planetenkäfig des Umkehrgetriebes UK ist, der als Fixpunkt des ganzen Zahnradgetriebes ZG dient. Schließlich treiben die Planetenräder des Umkehrgetriebes UP das zweite Kegelrad des Umkehrgetriebes UK2 mit der Zähnezahl Nu2 mit der Winkelgeschwindigkeit ωu2 an. Das Differentialgetriebe DG wird von zwei Seiten eingespeist. Einerseits wird das erste Kegelrad des Differentialgetriebes DK1 mit der Zähnezahl Nd1 von dem damit festverbundenen zweiten Kegelrad des Umkehrgetriebes UK2 betätigt. Andererseits wird das zweite Kegelrad des Differentialgetriebes DK2 mit der Zähnezahl Nd2 vom ebenfalls damit fest verbundenen ersten Kegelrad des Umkehrgetriebes UK1 bewegt. Die sich einander entgegen drehenden Kegelräder des Differentialgetriebes DK1, DK2 treiben die Planetenräder des Differentialgetriebes DP mit der Zähnezahl Ndp an. Diese können sich in ihren Loslagern LL im gemeinsamen Planetenkäfig des Differentialgetriebes DK, der mit der Abtriebswelle Ab in ihrem Festlager FLb fest verbunden ist, frei drehen.. Je nach der Wahl der Zähnezahlen der sechs Zahnradtypen des gesamten Zahnradgetriebes ZG drehen die Planetenlräder des Differentialgetriebes DP durch die sie mit einer mehr oder weniger großen positiven oder negativen Summe von Zähnen pro Zeiteinheit treibenden Kegelräder des Differentialgetriebes DK1, DK2 den Planetenkäfig des Differentialgetriebes DK langsam mit der vorgesehenen Abtriebswinkelgeschwindigkeit Ωp. 3 shows a scheme for a gear transmission ZG as a combination of two bevel gears KG, of which a reverse gear UG and a differential gear DG. The drive shaft An, which is mounted in the fixed bearing FLa, drives the first bevel gear of the reverse gear unit UK1 with the number of teeth Nu1 at the angular velocity ωu1. This actuates the planet gears of the reverse gear UP with the number of teeth Nup whose bearing FL is the common planetary cage of the reverse gear UK, which serves as a fixed point of the whole gear transmission ZG. Finally, the planet gears of the reverse gear UP drive the second bevel gear of the reverse gearbox UK2 with the number of teeth Nu2 at the angular velocity ωu2. The differential DG is fed from two sides. On the one hand, the first bevel gear of the differential gear DK1 with the number of teeth Nd1 is actuated by the second bevel gear of the reverse gear UK2 fixedly connected thereto. On the other hand, the second bevel gear of the differential gear DK2 is moved with the number of teeth Nd2 from the first bevel gear of the reverse gear UK1 also fixedly connected thereto. The counter-rotating bevel gears of the differential gear DK1, DK2 drive the planet gears of the differential gear DP with the number of teeth Ndp. These can rotate freely in their movable bearings LL in the common planetary cage of the differential gear DK, which is fixedly connected to the output shaft Ab in its fixed bearing FLb. Depending on the choice of the numbers of teeth of the six gear types of the entire gear ZG rotate the Planetenlräder the differential gear DP by the with a more or less large positive or negative sum of teeth per unit time driving bevel gears of the differential gear DK1, DK2 the Planetary cage of the differential gearbox DK slowly with the intended output angular velocity Ωp.

4 zeigt eine Explosionsansicht des Zahnradgetriebes ZG aus 3. Die Bezugszeichen entsprechen den in 3 genannten. In dem dargestellten Beispiel werden Sätze aus Planetenrädern des Differentialgetriebes DP und Planetenrädern des Umkehrgetriebes UP mit jeweils drei Zahnrädern verwendet. 4 shows an exploded view of the gear transmission ZG 3 , The reference numerals correspond to those in FIG 3 mentioned. In the illustrated example, sets of planet gears of the differential gear DP and planetary gears of the reverse gear UP are used with three gears each.

5 zeigt ein Teilansicht des Zahnradgetriebes ZG mit Zahnrädern mit Kegelverzahnung. In dem dargestellten Umkehrgetriebe UG wird das erste Kegelrad des Umkehrgetriebes UK1 von einem besonderen, die Planetenräder UP und das zweite Kegelrad des Umkehrgetriebes UK2 nicht beeinflussenden, im Winkel von 90° zur Abtriebsachse Ab eingreifenden und auf einer eigenen Antriebsachse AnE angeordneten Kegelrad UKe angetrieben. 5 shows a partial view of the gear transmission ZG with gears with conical teeth. In the illustrated UG reversing gear, the first bevel gear of the reverse gear UK1 is driven by a special, the planetary gears UP and the second bevel gear of the reverse gear UK2 not influencing, engaging at an angle of 90 ° to the output axis Ab and arranged on a separate drive shaft AnE bevel gear UKe.

6 zeigt das Zahnradgetriebe ZG, bei dem die Antriebsachse von einem Schrittmotor SM angetrieben ist und die Abtriebsachse Ab senkrecht ausgerichtet und an ihrem oberen Ende kreisscheibenförmig zu einem Verstelltisch VT ausgebildet ist. Die Anordnung ruht auf einer Grundplatte GP. 6 shows the gear transmission ZG, in which the drive shaft is driven by a stepper motor SM and the output axis Ab aligned vertically and is formed at its upper end in a circular disk shape to a Verstellisch VT. The arrangement rests on a base GP.

AbFrom: Abtriebsachseoutput shaft
AnAt: Antriebsachsedrive axle
AnEanE: Antriebsachse Antriebskegelraddrive axle pinion gear
DGDG: Differentialgetriebedifferential gear
DK1DK1: erstes Kegelrad Differentialgetriebefirst Bevel gear differential
DK2DK2: zweites Kegelrad Differentialgetriebesecond Bevel gear differential
DPDP: Planetenrad Differentialgetriebeplanet differential gear
DSaDSa: äußeres Sonnenrad Differentialgetriebeouter sun gear differential gear
DSiDSi: inneres Sonnenrad Differentialgetriebeinner Sun gear differential gear
DTDT: Planetenkäfig DifferentialgetriebePlanet cage differential gear
FLFL: Festlagerfixed bearing
FLaFLa: Festlager Antriebsachsefixed bearing drive axle
FLbFLb: Festlager Abtriebsachsefixed bearing output shaft
GPGP: Grundplattebaseplate
KGKG: Kegelradgetriebebevel gear
LLLL: Loslagermovable bearing
NdaNda: Zähnezahl äußeres Sonnenrad DifferentialgetriebeNumber of teeth outer sun gear differential gear
Nd1Nd 1: Zähnezahl erstes Kegelrad Differentialgetriebenumber of teeth first bevel gear differential
Nd2Nd2: Zähnezahl zweites Kegelrad Differentialgetriebenumber of teeth second bevel gear differential
NdiNdi: Zähnezahl inneres Sonnenrad Differentialgetriebenumber of teeth inner sun gear differential gear
Ndpndp: Zähnezahl Planetenrad Differentialgetriebenumber of teeth Planetary gear differential
NuaNua: Zähnezahl äußeres Sonnenrad UmkehrgetriebeNumber of teeth outer sun gear reverse gear
Nu1nu1: Zähnezahl erstes Kegelrad Umkehrgetriebenumber of teeth first bevel gear reverse gear
Nu2nu2: Zähnezahl zweites Kegelrad Umkehrgetriebenumber of teeth second bevel gear reverse gear
NuiNui: Zähnezahl inneres Sonnenrad Umkehrgetriebenumber of teeth inner sun gear reverse gear
NupNup: Zähnezahl Planetenrad Umkehrgetriebenumber of teeth Planetary gear reverse gear
PGPG: Planetenradgetriebeplanetary gear
SMSM: Schrittmotorstepper motor
UGUG: Umkehrgetriebereverse gear
UKeUKe: Antriebskegelrad Umkehrgetriebepinion gear reverse gear
UK1UK1: erstes Kegelrad Umkehrgetriebefirst Bevel gear reverse gear
UK2UK2: zweites Kegelrad Umkehrgetriebesecond Bevel gear reverse gear
USaUSA: äußeres Sonnenrad Umkehrgetriebeouter sun gear reverse gear
USiUSi: inneres Sonnenrad Umkehrgetriebeinner Sun gear reverse gear
UPUP: Planetenrad Umkehrgetriebeplanet reverse gear
UTUT: Planetenkäfig UmkehrgetriebePlanet cage reverse gear
VTVT: Verstelltischadjustment table
ZGZG: Zahnradgetriebegear transmission
ωuaωua: Winkelgeschwindigkeit äußeres Sonnenrad UmkehrgetriebeAngular velocity outer sun gear reverse gear
ωu2ωu2: Winkelgeschwindigkeit zweites Kegelrad Umkehrgetriebeangular velocity second bevel gear reverse gear
ωuiωui: Winkelgeschwindigkeit inneres Sonnenrad Umkehrgetriebeangular velocity inner sun gear reverse gear
ωu1ωu1: Winkelgeschwindigkeit erstes Kegelrad Umkehrgetriebeangular velocity first bevel gear reverse gear
ΩpΩp: Winkelgeschwindigkeit Planetenkäfig Differentialgetriebeangular velocity planet cage differential gear

Claims

Gear transmission for high conversions with - a drive axle, - a driven by the drive axle first gear stage with a function as a reverse gear with a first gear combination, - at least one further connected to the first gear stage in series gear stage with a function as a differential gear with another gear combination and - a driven by the at least one further gear stage output shaft, and with - a distribution of the driving force on two power lines in the first gear stage acting as a reverse gear and an introduction of the two power lines in the force inputs acting as a differential gear at least one further gear stage, and with - predetermined number of teeth ratios For certain pairings of within or between the gear combinations corresponding gears or toothing areas, characterized in that the number of teeth ratios of each two Gears or toothed areas of all particular pairings are different from each other, the numbers of teeth of each two gears or toothed areas of all particular pairings each have a largest common integer divider and the overall implementation of the gear transmission (ZG) of the difference in their size arbitrary ratios of the numbers of teeth and thus the individual translations which is proportional to particular pairings.

Gear transmission according to claim 1, characterized that for Gear drive (ZG) in straight design the driving force over two mechanically separated axes acting as reverse gear (UG) first gear is divided into two power strands.

Gear transmission according to claim 1 or 2, characterized that acting as a reverse gear (UG) first gear stage and acting as differential gear (DG) at least one more Transmission stage planetary gear (PG) with gears with spur gear teeth are.

Gear transmission according to claim 3, characterized that the inner sun gear of the reverse gear (USi) firmly with the inner sun gear of the differential gear (DSi) and the outer sun gear of the reverse gear (USa) fixed to the outer sun gear of the differential gear (DSa) is connected and that the inner sun gear of the reverse gear (USi) the drive axle (An), the planetary cage of the reverse gear (UT) a solid basis for the gear transmission (ZG) and the planetary cage of the differential gear (DT) is the output axis (Ab).

Gear transmission according to claim 4, characterized that the fixed connection of the inner sun gears (USi, DSi) an inner and the firm connection of the outer sun gears (USa, DSa) an outer shell of a common camp.

Gear transmission according to claim 1 or 2, characterized that acting as a reverse gear (UG) first gear stage and acting as differential gear (DG) at least one more Gear stage planetary gear (PG) with gears with conical teeth are.

Gear transmission according to claim 6, characterized a first bevel gear of the reverse gear (UK1) fixed with a second bevel gear of the differential gear (DK2) and a second Bevel gear of the reverse gear (UK2) fixed with a first bevel gear the differential gear (DK1) is connected and that the first Bevel gear of the reverse gear (UK1) with the drive axle (An), the planet cage of the reverse gear (UK) a firm basis for the gear transmission (ZG) and the planet cage of the differential gear (DK) connected to the output shaft (Ab) is

Gear transmission according to claim 7, characterized that the fixed connection of the first bevel gear of the reverse gear (UK1) with the second bevel gear of the differential gear (DK2) a inner and the fixed connection of the second bevel gear of the reverse gear (UK2) with the first bevel gear of the differential gear (DK1) an outer shell of a common camp.

Gear transmission according to one of claims 6 to 8 characterized in that one of the planet gears of Reverse gear (UP) with the drive axle (An) is connected.

Gear transmission according to claim 9, characterized that the first bevel gear of the reverse gear (UK1) of a special, the planet wheels (UP) and the second bevel gear of the reverse gear (UK2) not influencing, at an angle of 90 ° to the Output shaft engaging and on its own drive axle (AnE) arranged bevel gear (UKe) is driven.

Gear transmission according to one of claims 1 to 10, characterized in that the reactions of the first gear combination and the at least one further gear combination are selected such that the difference of their absolute values lies in the range less per thousand.

Gear transmission according to one of claims 1 to 11 characterized in that the output axis (Ab) as by the entire gear transmission (ZG) by cross-hollow shaft is executed.

Gear transmission according to one of claims 1 to 12, characterized in that the drive axle (An) of a Stepper motor (SM) is driven and the output axis (Ab) vertically aligned and formed at its upper end circular disk-shaped is.