DE102014007073B4 - Ausgleichsgetriebe mit einer selbsttätig aktivierten Sperrung oder Hemmung der Abtriebswellen - Google Patents

Abstract

Ausgleichsgetriebe (1; 1'; 1'') zum Austausch von Rotationsenergie zwischen wenigstens drei Drehanschlüssen (7,8,9), mit wenigstens einem Planetenrad (28) und wenigstens drei damit kämmenden Sonnenrädern (18,19,27) oder Hohlrädern (18',19',27'), wobei wenigstens ein Planetenrad (28) in seiner axialen Richtung versetzt drei mit je einer rundum laufenden Verzahnung versehene Umfangsbereiche (33,34,35) mit jeweils unterschiedlichem Radius r1, r2, r3aufweist:r1≠r2, r1≠r3, r2≠r3,nämlich einen größten Radius rP,max, einen mittleren Radius rP,mittelund einen kleinsten Radius rP,min, wobei gilt:rP,min<rP,mittel<rP,max,wobei mit jedem verzahnten Umfangsbereich (33,34,35) des/der Planetenräder (28) je ein Sonnenrad (18,19,27) oder Hohlrad (18',19',27') kämmt, das mit je einer Drehachse (15,16,17) eines Drehanschlusses (7,8,9) des Ausgleichsgetriebes (1;1';1'') drehfest gekoppelt oder verbunden ist, und wobei das Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') von einem Gehäuse (2) umgeben ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Planetenräder (28;28') in einem Planetenradträger (29;29') gelagert sind, der seinerseits um eine zentrale Achse drehbar gelagert ist und dera) frei drehbar ist, oderb) durch eine Mechanik oder Elektronik steuerbar ist, oderc) als Abtrieb dient,wobei die Hemmung innerhalb des Ausgleichsgetriebes (1;1';1'') derart eingestellt ist, dass für jedes zwischen der an den Umfangsbereich (33,34,35) mit dem mittleren Radius rP,mittelgekoppelten Drehachse (15) und einer der beiden anderen Drehachsen (16,17) von außen angreifende Drehmoment Selbsthemmung eintritt, während für ein zwischen den beiden anderen Drehachsen (16,17) von außen einwirkendes Drehmoment keine Selbsthemmung eintritt.

Description

• Die Erfindung richtet sich auf ein Ausgleichsgetriebe zum weitgehend leistungsneutralen Austausch von Rotationsenergie zwischen wenigstens drei Drehanschlüssen, mit wenigstens einem Planetenrad und wenigstens einem damit kämmenden Sonnen- oder Hohlrad, gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
• Bekannte Ausgleichsgetriebe schaffen beispielsweise in Kraftfahrzeugen einen Freiheitsgrad bei der Ankopplung zweier angetriebener Räder an eine gemeinsame Antriebswelle, indem sie Relativdrehzahlen zwischen den beiden angetriebenen Rädern zulassen, was erst eine weitgehend reibungsfreie Kurvenfahrt ermöglicht, wobei doch bekanntermaßen das äußere Rad etwas schneller drehen muss als das kurveninnere. Dies lässt sich auch derart interpretieren, dass die Antriebswelle stets mit einer mittleren Drehzahl n₁ rotiert, bezogen auf die Drehzahlen n₂, n₃ der beiden angetriebenen Räder. Mit anderen Worten: n₂ = n₁ + Δn, n₃ = n₁ - Δn, denn daraus folgt für den Mittelwert (n₂ + n₃)/2 = (n₁ + Δn + n₁ - Δn)/2 = 2n₁/2 = n_1, dieser ist also unabhängig von Δn stets gleich n_1. Dies resultiert daraus, dass ein typisches Differential drei Scheiben aufweist: Die mittlere, an die Antriebswelle gekoppelte rotiert mit n₁; darin sind um radiale Achsen drehbare Ritzel gelagert, welche mit Δn um ihre eigenen Achsen rotieren und mit Verzahnungen an den beiden seitlichen Scheiben kämmen; diese Drehzahl Δn addiert sich also einmal zu n₁, um der einen Scheibe die Drehzahl n₂ = n₁ + Δn zu erteilen, während sie sich ein andermal von n₁ subtrahiert, um der anderen Scheibe die Drehzahl n₃ = n₁ - Δn zu vermitteln. Dabei kann Δn sowohl positiv als auch negativ sein. Das bedeutet, dass sich Δn den jeweiligen Gegebenheiten anpassen kann, beispielsweise dem Kurvenradius. Bei trockener Fahrbahn ist das auch fast immer gut so. Allerdings gibt es auch Situationen, in denen man zwei angetriebene Räder nicht sich selbst überlassen sollte, beispielsweise bei Glatteis. Denn sobald ein Rad die Haftung am Boden verloren hat, kann es beschleunigen, bis seine Drehzahl (bspw. n₂) die doppelte Antriebsdrehzahl n₁ erreicht: n₂ = 2 * n_1. Dann gilt: Δn = n₁, und demzufolge wird n₃ = n₁ - Δn = n₁ - n₁ = 0, d.h., dasjenige Rad, welches noch Bodenhaftung hat, bleibt stehen, das Fahrzeug erhält keinen Vortrieb mehr. Um diesem Nachteil zu vermeiden, gibt es in manchen Fahrzeugen sogenannte Sperrdifferentiale, also Differentiale, bei denen der obige Freiheitsgrad gesperrt oder gehemmt werden kann, so dass dann Δn = 0 gilt, mit anderen Worten: n₁ = n₂ = n₃. Ein solches Sperrdifferential ist aber einerseits kostspielig, andererseits erfordert es zumeist eine manuelle Aktivierung, wird also nicht selbsttätig aktiv, und ist überdies mit einem Energieverlust verbunden.
• Die DE 26 09 377 A1 offenbart ein selbstsperrendes Ausgleichsgetriebe für Fahrzeuge mit einer Antriebs- und zwei Abtriebswellen, mit Ölfüllung, wobei wenigstens ein weiteres Element vorhanden ist, das als hydrodynamisches oder viskoses Kupplungs- oder Bremselement ausgebildet ist und bei Drehzahlgleichheit mit den anderen Wellen kein Moment abgibt oder aufnimmt, wobei die Momentenverteilung der Abtriebswellen der gewählten Ausgleichsübersetzung entspricht, das aber bei Drehzahldifferenz der Abtriebswellen bzw. Schlupf eines mit einer Abtriebswelle verbundenen Antriebsrades durch eine wesentlich größere Drehzahldifferenz zu den anderen Wellen ein Moment an die anderen Wellen oder das Getriebegehäuse abgibt oder aufnimmt, womit sich die Momentenverteilung an den Abtriebswellen ändert und/oder das zur Schwungmasse ausgebildet ein Massenträgheitsmoment besitzt, das etwa in der Größenordnung dem auf dieser Welle bezogenen Massenträgheitsmoment des Fahrzeugs oder des einer Achse zugeordneten Fahrzeugteils entspricht. Zwar ist es dabei bekannt, dreistufige Planetenräder zu verwenden, also Planetenräder mit drei Verzahnungsbereichen von jeweils unterschiedlichem Radius. Allerdings ist der jene Planetenräder tragende Planetenradträger selbst nicht frei drehbar gelagert, sondern wird durch hydrodynamische Kupplungs- oder Bremsprofile abgebremst. Eine selbsttätig aktivierte Sperrung oder Hemmung der Abtriebswellen ist hier ebenso wenig vorgesehen wie eine mechanische oder elektronische Steuerung des Planetenradträgers oder eine Nutzung desselben als Abtrieb.
• Die DE 10 2006 040 144 A1 zeigt ein aktives Differential zwischen einer Antriebswelle und zwei Abtriebswellen, bestehend aus einem Getriebeteil und einem Regelteil, wobei der Getriebeteil ein mindestens 4-welliges Überlagerungsgetriebe mit den beiden Abtriebswellen und zwei Reaktionswellen aufweist, und wobei die beiden Reaktionswellen mit je einer Drehmoment aufprägenden Einrichtung im Regelteil verbunden sind. Zwar ist dabei eine Ausführungsform offenbart mit dreistufigen Planetenrädern, also Planetenrädern mit drei Verzahnungsbereichen von jeweils unterschiedlichem Radius. Allerdings ist der jene Planetenräder tragende Planetenradträger selbst nicht frei drehbar gelagert, sondern ist vielmehr als Reaktionswelle ausgebildet, die mit einer Drehmomente aufprägenden Einrichtung in Form einer Bremseinrichtung gekoppelt ist. Eine selbsttätig aktivierte Sperrung oder Hemmung der Abtriebswellen ist hier nicht vorgesehen.
• Die DE 850 696 B betrifft ein Ausgleichsgetriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, bestehend aus einem Antriebsgehäuse, drei gleichachsigen, relativ drehbaren Zahnrädern, von denen eines mit dem Antriebsgehäuse verbunden ist und von denen zwei mit den Triebwellen verbunden sind, und verzahnten Umlaufkörpern, die mit den gleichachsigen Zahnrädern kämmen und im Eingriff damit gehalten werden, wobei die Umlaufkörper mit einer einzigen Verzahnung versehene Ritzel sind, welche mit allen drei gleichachsigen Rädern kämmen, die infolge gegenseitiger Profilverschiebung verschiedene Zähnezahlen haben. Hier haben jedoch die Umlaufkörper bzw. Planetenräder jeweils nur eine einzige Verzahnung, haben also keinen stufenweise variierenden Radius.
• Die EP 1 600 664 A1 ist auf ein stufenloses Getriebe gerichtet, mit einem Tragkörper, mit mehreren, peripheren Zahnrädern, die an dem Tragkörper oder an damit mechanisch gekoppelten Elementen derart gelagert sind, dass deren Drehachsen parallel zueinander orientiert sind, wobei die Abstände zwischen den Drehachsen der peripheren Zahnräder derart verstellbar sind, dass sie sich stets auf der Mantelfläche eines (gedachten) Zylinders befinden, und mit wenigstens einer die peripheren Zahnräder außen umgebenden Reihe von Elementen, mit denen jeweils wenigstens eines der peripheren Zahnräder kämmt, sowie mit einem Drehkörper, vorzugsweise koaxial zu der Rotationsachse des (gedachten) Zylinders, dessen Drehbewegung mit der Drehbewegung der peripheren Zahnräder gekoppelt ist, wobei die Dreh-Kopplung zwischen den peripheren Zahnrädern und dem (zentralen) Drehkörper mittels eines oder mehrerer Differentiale erfolgt, so dass eine asynchrone Drehung der peripheren Zahnräder möglich ist. Dieses stufenlose Getriebe verwendet zwar Differentialgetriebe, jedoch ohne eine selbsttätig aktivierte Sperrung oder Hemmung der Abtriebswellen.
• Aus den Nachteilen des beschriebenen Standes der Technik resultiert die die Erfindung initiierende Aufgabenstellung, ein gattungsgemäßes Ausgleichsgetriebe derart weiterzubilden, dass auch auf glattem Untergrund die Haftung nicht verloren gehen kann, d.h, das Durchdrehen eines Rades vermieden wird.
• Die Aufgabe wird gelöst durch eine Vorrichtung nach Anspruch 1. Weiterbildungen der Vorrichtung sind Gegenstand der Unteransprüche.
• Der Erfinder hat erkannt, dass die Struktur bekannter Differentiale derart verbesserungsfähig ist, dass sie den obigen Anforderungen gerecht werden kann. Die erfindungsgemäße Anordnung fußt auf folgenden Überlegungen:
• Anstelle der bisherigen Strukturgleichungen n₂ = n₁ + Δn, n₃ = n₁ -Δn geht die Erfindung von folgenden Gleichungen aus: $${\text{n}}_2={\text{n}}_1+\Delta {\text{n}}_2\text{ bzw}\text{. }\Delta {\text{n}}_2={\text{n}}_2-{\text{n}}_1;$$

  

  $${\text{n}}_3={\text{n}}_1+\Delta {\text{n}}_3\text{ bzw}\text{. }\Delta {\text{n}}_3+{\text{n}}_3-{\text{n}}_1;$$

  

  $$\Delta {\text{n}}_1={\text{n}}_3-{\text{n}}_2=\Delta {\text{n}}_3-\Delta {\text{n}}_2;$$

  
• Für Δn₃ = - Δn₂ = Δn folgt: $$\left|\Delta {\text{n}}_1\right|=2*\left|\Delta \text{n}\right|=2*\left|\Delta {\text{n}}_2\right|=2*\left|\Delta {\text{n}}_3\right|.$$

  
• Die Besonderheit dabei ist, dass bei herkömmlichen Differentialen eine kleinere Relativdrehzahl Δn = Δn₂ = - Δn₃ zwischen einem angetriebenen Rad und der Antriebswelle in der Lage ist, eine doppelt so große Relativdrehzahl Δn₁ = 2 * Δn zwischen den beiden angetriebenen Rädern hervorzurufen, woraus das nachteilige Durchdrehen entsteht. Dies wäre aber gar nicht nötig. Vielmehr wäre es völlig ausreichend, wenn das Differential derart ausgelegt wäre, dass nur die (größere) Differenzdrehzahl |Δn₁| zwischen den beiden angetriebenen Rädern die (kleineren) Differenzdrehzahlen |Δn₂|, |Δn₃| nach sich zieht bzw. nach sich ziehen kann, nicht dagegen umgekehrt.
• Diese Überlegungen führten den Erfinder zu folgender Anordnung:
• Bei einem gattungsgemäßen Ausgleichsgetriebe verfügt wenigstens ein Planetenrad - in seiner axialen Richtung versetzt - über drei mit je einer rundum laufenden Verzahnung versehene Umfangsbereiche mit jeweils unterschiedlichem Radius r₁, r₂, r₃: $${\text{r}}_1\ne {\text{r}}_2,{\text{ r}}_1\ne {\text{r}}_3,{\text{ r}}_2\ne {\text{r}}_3,$$

  

  wobei mit jedem verzahnten Umfangsbereich des/der Planetenräder je ein Sonnen- oder Hohlrad kämmt, das mit je einem Drehanschluss des Ausgleichsgetriebes drehfest gekoppelt oder verbunden ist.
• Es gibt also drei verschieden große Radien r₁, r₂, r₃ eines Planetenrades, mithin einen größten Radius r_P,max, einen mittleren Radius r_P,mittel und einen kleinsten Radius r_P,min, wobei gilt: $${\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}<{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}<{\text{r}}_{\text{P}\text{,max}}.$$

  
• Da diese verzahnten Bereiche konzentrisch zu einer gemeinsamen (Längs-) Achse des betreffenden Planetenrades sind, folgt daraus, dass auch die damit kämmenden Sonnen- oder Hohlräder unterschiedliche Radien r_S,min oder r_H,min, r_S,mittel oder r_H,mittel, r_S,max oder r_H,max aufweisen müssen: $${\text{r}}_{\text{S}\text{,min}}<{\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}<{\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}<{\text{r}}_{\text{H}\text{,min}}<{\text{r}}_{\text{H}\text{,mittel}}<{\text{r}}_{\text{H}\text{,max}}.$$

  
• Im allgemeinen gibt es nur drei Sonnenräder oder nur drei Hohlräder. Mischbauformen mit ein oder zwei Sonnenrädern und dementsprechend mit zwei oder nur einem Hohlrad sind zwar denkbar, zeigen aber nach jetzigem Erkenntnisstand des Erfinders vermutlich schlechtere Eigenschaften.
• Im Folgenden soll als Radius eines verzahnten Elements - also Sonnenrad, Planetenrad, Hohlrad oder sonstiges Zahnrad - stets der Radius des Wälzkreises bezeichnet werden, also des Kreises, auf welchem sich die Zähne miteinander kämmender Zahnräder berühren.
• Ferner soll im Folgenden ohne Beschränkung der Allgemeinheit von drei Sonnenrädern ausgegangen werden; die Überlegungen mit drei Hohlrädern verlaufen analog.
• Das Sonnen- (oder Hohl-) Rad mit dem mittleren Radius r_S,mittel entspricht bei dem Anwendungsfall in einem Fahrzeug dem mit der Antriebswelle gekoppelten Drehanschluss „1“, die beiden anderen Sonnen- (oder Hohl-) Räder mit dem größten und kleinsten Radius r_S,max, r_S,min den Drehanschlüssen „2“, „3“ für die anzukoppelnden Fahrzeugräder.
• Aufgrund dieser fest vorgegebenen Zusammenhänge gilt für das erfindungsgemäße Ausgleichsgetriebe an den Eingriffspunkten zwischen den drei Umfangsbereichen eines Planetenrades, im nicht synchronen Betrieb: $${\text{v}}_{\text{P}\text{,min}}<{\text{v}}_{\text{S}\text{,max}}<{\text{v}}_{\text{P}\text{,mittel}}={\text{v}}_{\text{S}\text{,mittel}}<{\text{v}}_{\text{P}\text{,max}}={\text{v}}_{\text{S}\text{,min}},$$

  

  wobei v die Geschwindigkeit am Umfang des betreffenden Getrieberades meint, genau genommen die Geschwindigkeit auf dem Kontaktkreis zwischen miteinander kämmenden Zahnrädern bzw. Verzahnungen, sowie unter der Berücksichtigung, dass natürlich mit dem kleinsten Abschnitt eines Planetenrades das größte Sonnenrad kämmt, und umgekehrt.
• Während die Umfangsgeschwindigkeiten v_S der Sonnenräder dabei in einem auf das Getriebechassis bezogenen Koordinatensystem unmittelbar der betreffenden Drehzahl entsprechen, können die Umfangsgeschwindigkeiten v_P an einem Umfangsbereich eines Planetenrades auch jeweils eine Komponente aufweisen, welche der Relativdrehzahl n_PT des Planetenradträgers gegenüber dem Getriebechassis geschuldet ist.
• Mit v = n * U = n * 2π * r gilt daher für die Sonnenräder: $${\text{v}}_{\text{S}\text{,max}}={\text{n}}_2*2\mathrm{\pi }{\text{ r}}_{\text{S}\text{,max}}<{\text{v}}_{\text{S}\text{,mittel}}={\text{n}}_1*2\mathrm{\pi }{\text{ r}}_{\text{S}\text{,mittel}}<{\text{v}}_{\text{S}\text{,min}}={\text{n}}_3*2\mathrm{\pi }{\text{ r}}_{\text{S}\text{,min}},$$

  
• Die betreffenden Drehzahlen an den Bereichen des Planetenrades erhält man durch einen Übergang von einem auf das Getriebechassis bezogenen Koordinatensystem auf ein auf den Planetenradträger bezogenes Koordinatensystem gemäß der folgenden Transformationsformel: $${\text{n}}_{\text{S}}\text{'}={\text{n}}_{\text{S}}-{\text{n}}_{\text{PT}},$$

  

  bzw. $${\text{n}}_1\text{'}={\text{n}}_1-{\text{n}}_{\text{PT}},$$

  

  $${\text{n}}_2\text{'}={\text{n}}_2-{\text{n}}_{\text{PT}},$$

  

  $${\text{n}}_3\text{'}+{\text{n}}_3-{\text{n}}_{\text{PT}},$$

  
• In einem solchen Koordinatensystem ergeben sich andere Umfangsgeschwindigkeiten v_S' = (n_S - n_PT) * 2π * r_S = n_S' * 2π * r_S der Sonnenräder und demzufolge auch andere, auf den Planetenradträger bezogene Umfangsgeschwindigkeiten v_P' = v_S' der damit jeweils kämmenden verzahnten Bereiche der Planetenräder, wobei unter Berücksichtigung der Relativdrehzahl n_P' der verzahnten Bereiche der Planetenräder gegenüber dem Planetenradträger die folgende allgemeine Formel anzusetzen ist: $${\text{n}}_{\text{P}}\text{'}*2\mathrm{\pi }*{\text{r}}_{\text{P}}={\text{v}}_{\text{P}}\text{'}={\text{v}}_{\text{S}}\text{'}={\text{n}}_{\text{S}}\text{'}*2\mathrm{\pi }*{\text{r}}_{\text{S}}$$

  
• Für die drei verschiedenen Verzahnungsbereiche gilt demnach: $${\text{v}}_{\text{P}\text{,min}}\text{'}={\text{n}}_{\text{P}}\text{'}*2\mathrm{\pi }{\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}<{\text{v}}_{\text{P}\text{,mittel}}\text{'}={\text{n}}_{\text{P}}\text{'}*2\mathrm{\pi }{\text{ r}}_{\text{P}\text{,mittel}}<{\text{v}}_{\text{P}\text{,max}}\text{'}={\text{n}}_{\text{P}}\text{'}*2\mathrm{\pi }{\text{ r}}_{\text{P}\text{,max}}.$$

  

  und für die relativen Umfangsgeschwindigkeiten der Sonnenräder gegenüber dem Planetenradträger folgt aus der obigen allgemeinen Formel folgendes: $${\text{v}}_{\text{S}\text{,max}}\text{'}={\text{n}}_2*2\mathrm{\pi }{\text{ r}}_{\text{S}\text{,max}}<{\text{v}}_{\text{S}\text{,mittel}}\text{'}={\text{n}}_1\text{'}*2\mathrm{\pi }{\text{ r}}_{\text{S}\text{,mittel}}<{\text{v}}_{\text{S}\text{,min}}\text{'}={\text{n}}_3\text{'}*2\mathrm{\pi }{\text{ r}}_{\text{S}\text{,min}},$$

  

  beziehungsweise, unter. Gleichsetzen und Kürzen mit 2π: $${\text{n}}_{\text{P}}\text{'}*{\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}={\text{n}}_2\text{'}*{\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}<{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}*{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}={\text{n}}_1\text{'}*{\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}<{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}*{\text{r}}_{\text{P}\text{,max}}={\text{n}}_3\text{'}*{\text{r}}_{\text{S}\text{,min}},$$

  
• Dies lässt sich durch n_P' teilen: $${\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}={\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}*{\text{n}}_2\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}<{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}={\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}*{\text{n}}_1\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}<{\text{r}}_{\text{P}\text{,max}}={\text{r}}_{\text{S}\text{,min}}*{\text{n}}_3\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}$$

  

  und eine weitere Teilung durch r_P,mittel liefert: $$\begin{array}{c}{\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}={\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_2\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}<1={\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*\text{n}1\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}<\\ <{\text{r}}_{\text{P}\text{,max}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}={\text{r}}_{\text{S}\text{,min}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_3\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'},\end{array}$$

  

  oder mit einer näherungsweisen Vereinfachung r_P,mittel - r_P,min = r_P,max - r_P,mittel = Δr_P: $$\begin{array}{c}\left[{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}-\Delta {\text{r}}_{\text{P}}\right]/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}={\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_2\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}<1={\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_1\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}<\\ <\left[{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}+\Delta {\text{r}}_{\text{P}}\right]/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}={\text{r}}_{\text{S}\text{,min}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_3\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'},\end{array}$$

  

  beziehungsweise: $$\begin{array}{c}\left[1-\Delta {\text{r}}_{\text{P}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}\right]={\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_2\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}<1={\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_1\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}<\\ <\left[1+\Delta {\text{r}}_{\text{P}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}\right]={\text{r}}_{\text{S}\text{,min}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_3\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}.\end{array}$$

  
• Mit einer weiteren Vereinfachung α = Δr_P/r_P,mittel (eine Art relative Varianz der verschiedenen Radien eines Planetenrades) kann man schreiben: $$\begin{array}{c}\left[1-\mathrm{\alpha }\right]={\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_2\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}<1={\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_1\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}<\left[1+\mathrm{\alpha }\right]={\text{r}}_{\text{S}\text{,min}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*\\ {\text{n}}_3\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}.\end{array}$$

  
• Man kann also schreiben: $${\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_1\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}=1={\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_2\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}+\mathrm{\alpha }$$

  

  und: $${\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_1\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}=1={\text{r}}_{\text{S}\text{,min}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_3\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}-\mathrm{\alpha }$$

  
• Da jeweils die linken Ausdrücke gleich sind, folgt auch die Gleichheit der rechten Ausdrücke: $${\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_2\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}+\mathrm{\alpha }={\text{r}}_{\text{S}\text{,min}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_3\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}-\mathrm{\alpha }$$

  

  oder: $${\text{r}}_{\text{S}\text{,min}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_3\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}-{\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_2\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}=2\mathrm{\alpha };$$

  
• Aus der Vereinfachung r_S,mittel - r_S,min = r_S,max - r_S,mittel = Δr_S = Δr_P ergibt sich weiter: $$\left[{\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}-\Delta {\text{r}}_{\text{P}}\right]/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_3\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}-\left[{\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}+\Delta {\text{r}}_{\text{P}}\right]/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}*{\text{n}}_2\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}=2\mathrm{\alpha };$$

  

  $$\left[{\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}-\mathrm{\alpha }\right]*{\text{n}}_3\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}-\left[{\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}+\mathrm{\alpha }\right]*{\text{n}}_2\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}=2\mathrm{\alpha };$$

  
• Mit β = r_S,mittel/r_P,mittel (dem Verhältnis der mittleren Radien des mittleren Sonnenrades und eines Planetenrades) folgt weiter: $$\left[\mathrm{\beta }-\mathrm{\alpha }\right]*{\text{n}}_3\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}-\left[\mathrm{\beta +\alpha }\right]*{\text{n}}_2\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}=2\mathrm{\alpha }$$

  

  oder: $$\left[\mathrm{\beta }/\mathrm{\alpha -1}\right]*{\text{n}}_3\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}-\left[\mathrm{\beta }/\mathrm{\alpha }+1\right]*{\text{n}}_2\text{'}/{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}=2$$

  

  und schließlich: $$\left[\mathrm{\beta }/\mathrm{\alpha }-1\right]*{\text{n}}_3\text{'}-\left[\mathrm{\beta }/\mathrm{\alpha }+1\right]*{\text{n}}_2\text{'}=2*{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}$$

  
• Unter der Annahme α << 1, β >> 1 und demzufolge β/α >> 1 ergibt sich näherungsweise: $$\mathrm{\beta }/\mathrm{\alpha }*{\text{n}}_3\text{'}-\mathrm{\beta }/\mathrm{\alpha }*{\text{n}}_2\text{'}=2*{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}$$

  

  oder, unter Multiplikation mit (α/β): $${\text{n}}_3\text{'}-{\text{n}}_2\text{'}=2*\left(\mathrm{\alpha }/\mathrm{\beta }\right)*{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}$$

  

  bzw: $$\begin{array}{c}{\text{n}}_3\text{'}-{\text{n}}_2\text{'}={\text{n}}_3-{\text{n}}_{\text{PT}}-{\text{n}}_2+{\text{n}}_{\text{PT}}={\text{n}}_3-{\text{n}}_2=\Delta {\text{n}}_1=2*\left(\mathrm{\alpha }/\mathrm{\beta }\right)*{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}\\ =2*\Delta {\text{r}}_{\text{P}}/{\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}*{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}=\left[{\text{r}}_{\text{P}\text{,max}}-{\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}\right]/{\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}*{\text{n}}_{\text{P}}\text{'}\end{array}$$

  
• Eine Umstellung liefert: $${\text{n}}_{\text{P}}\text{'}/\left[{\text{n}}_3-{\text{n}}_2\right]={\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}/\left[{\text{r}}_{\text{P}\text{,max}}-{\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}\right]={\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}/\left[{\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}-{\text{r}}_{\text{S}\text{,min}}\right]$$

  
• Sofern demnach das mittlere Sonnenrad größer ist als der Größenunterschied zwischen den beiden äußeren Sonnenrädern, so gilt: $${\text{n}}_{\text{P}}\text{'}>{\text{n}}_3-{\text{n}}_2=\Delta {\text{n}}_1.$$

  
• Dies bedeutet, dass sich das Planetenrad gegenüber dem Planetenradträger dann mit einer Drehzahl n_P' > Δn₁ drehen muss, also schneller als die Differenzdrehzahl zwischen den beiden angetriebenen Drehanschlüssen n₂, n₃. Das heisst, um eine Differenzdrehzahl Δn₁ = n₃ - n₂ zuzulassen, muss/müssen das oder die Planetenräder auf eine Drehzahl n_P' gegenüber dem Planetenradträger beschleunigt werden, wobei sie auf dem Sonnen- bzw. Hohlrad abrollen.
• Dies ist zwar möglich; bedeutet im,Allgemeinen aber eine deutliche Hemmung. Denn für eine solche Beschleunigung steht eigentlich nur ein sehr kleiner Hebel zur Verfügung, nämlich die Differenz 2 * Δr_P = r_P,max - r_P,min zwischen dem größten und kleinsten Radius eines Planetenrades, womit das Planetenrad mit dem weitaus größeren, mittleren Radius r_P,mittel drehbeschleunigt werden muss. Solange jedoch das Verhältnis 2α = 2 * Δr_P/r_P,mittel einen unteren Grenzwert α_g nicht unterschreitet, so tritt noch keine Selbsthemmung ein, d.h., es gelingt den beiden abgetriebenen Sonnenrädern, das/die Planetenräder in Drehung zu versetzen, und demnach lässt bei einer Kurvenfahrt das erfindungsgemäße Ausgleichsgetriebe eine Relativdrehzahl zwischen den beiden abgetriebenen Rädern zu.
• Andererseits ist das Hebelverhältnis noch ungünstiger, wenn - beispielsweise auf einer glatten Fahrbahn - ein abgetriebenes Rad die Bodenhaftung verliert und daher keinen Beitrag zu einer Drehbeschleunigung der Planetenräder liefern kann. Dann steht beispielsweise nur ein Hebel von Δr_P = r_P,max - r_P,mittel zur Verfügung, und wenn der daraus resultierende Wert α = Δr_P/r_P,mittel den die Selbsthemmung markierenden unteren Grenzwert α_g unterschreitet, so tritt insofern Selbsthemmung ein, d.h., es gelingt nur einem der beiden abgetriebenen Sonnenräder nicht, die Sperrung des erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes zu lösen. Verliert also ein Rad die Bodenhaftung, kann es nicht durchdrehen; vielmehr drehen in diesem Falle automatisch beide abgetriebenen Räder mit der selben Drehzahl wie die Antriebswelle.
• Dieser vorteilhafte Effekt tritt demnach jedenfalls dann ein, wenn gilt: $$\mathrm{\alpha }=\Delta {\text{r}}_{\text{P}}{\text{/r}}_{\text{P}\text{,mittel}}>{\mathrm{\alpha }}_{\text{g}}<2\mathrm{\alpha }=2*\Delta {\text{r}}_{\text{P}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}=\left[{\text{r}}_{\text{P}\text{,max}}-{\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}\right]/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}$$

  

  wobei α_g einem Wert r_X/r_P,mittel entspricht, unterhalb dem Selbsthemmung eintritt, also der Hebel r_X nicht mehr ausreicht, um das Planetenrad mit dem mittleren Radius r_P,mittel in Drehung zu versetzen, während es oberhalb dieses Grenzwertes noch möglich ist.
• Der Wert von r_X, bei welchem diese Selbsthemmung eintritt, kann wiederum von Parametern der Getriebepaarung abhängen, beispielsweise von der Verzahnungsgeometrie und/oder von der Reibung innerhalb des Getriebes. Eine geringere Neigung zur Selbsthemmung dürfte eine sogenannte Evolventenverzahnung haben. Um zu vermeiden, dass sich die Verzahnungsgeometrie durch Verschleiß auf unvorhergesehene Weise ändert, empfiehlt die Erfindung, zumindest die Zahnflanken zu härten und diese dadurch so weit als möglich verschleißresistent zu gestalten. Damit andererseits die Planetenräder definiert abrollen können, mag es von Vorteil sein, diese mittels eines Planetenradträgers zu lagern; eine fliegende Lagerung der Planetenräder wäre zwar denkbar, könnte jedoch zu unvorhersehbaren Verklemmungen führen. Eine möglichst exakt definierte und reibungsarme Lagerung der Planetenräder an einem Planetenradträger lässt sich mittels Wälzlagern bewerkstelligen, obwohl grundsätzlich auch Gleitlager denkbar sind.
• Im Übrigen ist zu beachten, dass von der Erfindung nicht unbedingt eine nahezu reibungsfreie Lagerung angestrebt werden muss; es kommt vielmehr auf einen über den Betriebszeitraum hinweg etwa konstanten Reibungswert an, um stets die Gleichung $$\Delta {\text{r}}_{\text{P}}/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}<{\mathrm{\alpha }}_{\text{g}}<\left[{\text{r}}_{\text{P}\text{,max}}-{\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}\right]/{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}$$

  

  zu erfüllen, d.h., α_g sollte während der angestrebten Betriebsdauer die beiden Grenzen nicht verlassen. Falls Δr_P/r_P,mittel > α_g wird, so verliert das Ausgleichsgetriebe seine Fähigkeit, bei einem durchdrehenden Abtriebsrad zu blockieren; wird andererseits α_g > [r_P,max - r_P,min]/r_P,mittel, so können die Abtriebsräder nicht relativ zueinander mit unterschiedlichen Drehzahlen rotieren, wie dies bei einer Kurvenfahrt notwendig ist.
• Ist dagegen die obige Bedingung erfüllt, so erlaubt das erfindungsgemäße Ausgleichsgetriebe beispielsweise eine Kurvenfahrt, wobei das kurvenäußere Rad schneller rotiert als das kurveninnere, obwohl beide angetrieben werden, während beim Verlust der Bodenhaftung eines Rades dieses nicht durchdreht. Natürlich ist die Anwendung als Differential in einer angetriebenen Achse eines Fahrzeugs nur ein Beispiel für eine Anwendung dieses Ausgleichsgetriebes. Generell gilt, dass bei im Fall eines von äußeren Kräften freien Abtriebsrades das Ausgleichsgetriebe selbsttätig sperrt und also dieses Abtriebsrad dynamisch mit der selben Drehzahl rotieren lässt wie das andere Abtriebsrad und die Antriebswelle, und zwar unabhängig davon, ob das Differential aktuell ein antreibendes oder bremsendes Drehmoment überträgt oder der Antriebsstrang sich in einer Art Leerlauf bzw. Drehmomentfreiheit befindet.
• Es hat sich als günstig erwiesen, dass alle Planetenräder an ihrem Umfang gerade oder schräg verzahnt sind. Während Geradverzahnungen den Vorteil der einfacheren Herstellung haben, kämmen schrägverzahnte Zahnräder laufruhiger miteinander.
• Die Achsen aller Planetenräder sollten parallel zueinander verlaufen. Die gemeinsame Achsrichtung ist bevorzugt parallel zu der zentralen Achse eines Sonnen- oder Hohlrades.
• Die Erfindung lässt sich dahingehend weiterbilden, dass die Achsen aller Planetenräder auf der Mantelfläche eines Kreiszylinders vom Radius e liegen, unter einer Exzentrizität e zu dessen zentraler Achse z. Eine gleiche Exzentrizität aller Planetenräder stellt sicher, dass alle Planetenräder baugleich gestaltet werden können und mit dem selben Sonnenrad kämmen.
• Es hat sich bewährt, dass der Betrag der Differenz der Radien r₁, r₂, r₃ zweier Umfangsbereiche eines Planetenrades klein gegenüber der Exzentrizität e ist: $$\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_2\right|<\text{ e}\text{, und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_3\right|\text{< e}\text{, und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_2-{\text{r}}_3\right|<\text{ e}\text{,}$$

  

  beispielsweise kleiner als die halbe Exzentrizität e: $$\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_2\right|<\text{ e}/\mathrm{2,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_3\right|\text{<e}/\mathrm{2,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_2-{\text{r}}_3\right|<\text{ e}/\mathrm{2,}$$

  

  vorzugsweise kleiner als ein Drittel der Exzentrizität e: $$\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_2\right|<\text{ e}/\mathrm{3,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_3\right|\text{<e}/\mathrm{3,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_2-{\text{r}}_3\right|<\text{ e}/\mathrm{3,}$$

  

  insbesondere kleiner als ein Viertel der Exzentrizität e: $$\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_2\right|<\text{ e}/\mathrm{4,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_3\right|\text{<e}/\mathrm{4,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_2-{\text{r}}_3\right|<\text{ e}/\mathrm{4,}$$

  

  vorzugsweise sogar kleiner als ein Fünftel der Exzentrizität e: $$\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_2\right|<\text{ e}/\mathrm{5,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_3\right|\text{<e}/\mathrm{5,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_2-{\text{r}}_3\right|<\text{ e}/5.$$

  
• Wie oben bereits ausgeführt, sinkt mit abnehmendem Betrag der Differenz der Radien r₁, r₂, r₃ zweier Umfangsbereiche eines Planetenrades der Hebel, welcher das für eine Drehbeschleunigung des Planetenrades zur Verfügung stehende Drehmoment bestimmt. Damit lässt sich der Zustand einer Selbsthemmung eher erreichen.
• Bevorzugt können die Planetenräder in einem Planetenradträger gelagert sein. Eine solche Lagerung stellt sicher, dass sich keines der Planetenräder verklemmen kann und somit hinsichtlich der Drehbewegung und/oder -beschleunigung der Planetenräder stets definierte Verhältnisse herrschen.
• Ein solcher Planetenträger sollte um eine zentrale Achse frei drehbar gelagert sein, um seinerseits nicht der Gefahr eines Verklemmens zu unterliegen. Bei einer solchen Ausführungsform wird also die Bewegung des Planetenradträgers nicht an ein anderes Element gekoppelt.
• Demgegenüber kann der Planetenträger auch steuerbar sein, insbesondere um die Drehzahlen der Drehanschlüsse zu beeinflussen. Dadurch besteht die Möglichkeit, direkt auf die Eigenschaften des erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes Einfluss zu nehmen. Eine solche Steuerung kann entweder auf rein mechanischem Wege erfolgen oder auch mittels Elektronik; auch kann die Steuerung Bestandteil eines Regelkreises sein, der auf eine gemessene Größe reagiert.
• Es besteht auch die Möglichkeit, derart auf den Planetenradträger einzuwirken, um die Reibung für die Planetenräder zu verändern, insbesondere zu erhöhen. Im normalen, von außen unbeeinflussten Fall bestimmen die Reibung in der Lagerung der Planetenräder und in deren Verzahnungseingriff mit den Sonnen- oder Hohlrädern die für die erfindungsgemäße Funktion charakteristische Selbsthemmung des Ausgleichsgetriebes. Durch weitere Maßnahmen wie bspw. ein Bremsen der Planetenräder im Bereich von deren Lagerung im Planetenradträger lässt sich diese Selbsthemmung willkürlich erhöhen und damit das Verhalten des erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes verändern.
• Andererseits besteht auch die Möglichkeit, den Planetenträger als Abtrieb zu verwenden. Ggf. kann die Drehzahl des Planetenradträgers nur zu Messzwecken abgegriffen werden, um solchermaßen einen Aufschluß über den Zustand innerhalb des Getriebes zu erhalten. Andererseits ist es auch möglich, dort tatsächlich Antriebsleistung abzugreifen und damit eine Vorrichtung anzutreiben.
• Die Erfindung lässt sich dahingehend weiterbilden, dass die an die Verzahnungsbereiche mit dem kleinsten Radius r_P,min < r_P,mittel und mit dem größten Radius r_P,max > r_P,mittel gekoppelten Drehanschlüsse voneinander weg streben, vorzugsweise in etwa entgegengesetzte Richtungen, insbesondere koaxial zu der zentralen Achse z. Da die Radien dieser beiden Verzahnungsbereiche den größtmöglichen Unterschied aufweisen, ist zwischen diesen eine Relativverstellung möglich, entsprechend der angetriebenen Räder eines Fahrzeugs. Um hierfür gleichberechtigte geometrische Verhältnisse zu schaffen, bevorzugt die Erfindung, die betreffenden Drehanschlüsse etwa spiegelbildlich zueinander anzuordnen, also an den beiden Stirnseiten einer zentralen Achse des erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes. Indem diese Drehanschlüsse koaxial zu einer zentralen Achse angeordnet sind, fluchten sie miteinander, und es kann dementsprechend keine Taumelbewegung auftreten, insbesondere wenn die beiden, an das erfindungsgemäße Ausgleichsgetriebe angeschlossenen Abtriebselemente beide ausgewuchtet sind, so dass auch diese keine Unwucht hervorrufen können.
• Dementsprechend sollte ein Verzahnungsbereich mit einem mittleren Radius r_P,mittel, mit r_P,min < r_P,mittel < r_P,max, an einen Drehanschluss gekoppelt sein, der radial innerhalb oder radial außerhalb der beiden anderen Drehanschlüsse liegt. Dabei wird im Allgemeinen der Drehanschluss eines Hohlrades radial außerhalb, der Drehanschluss eines Sonnenrades radial innerhalb der anderen Drehanschlüsse liegen. Unter einem radial innerhalb der anderen Drehanschlüsse liegenden Anschluss kann beispielsweise eine zentrale Achse verstanden werden, die sich innerhalb eines oder beider anderer, rohrförmig ausgestalteter Drehanschlüsse befindet.
• Ferner besteht die Möglichkeit, dass ein Verzahnungsbereich mit einem mittleren Radius r_P,mittel, mit r_P,min < r_P,mittel < r_P,max, an einen Drehanschluss gekoppelt ist, dessen Rotationsachse mit den Rotationsachsen eines oder beider anderer Drehanschlüsse Winkel δ, ε einschließt, mit $$0°<\mathrm{\delta }<180°,\text{ und}/\text{oder }0°<\mathrm{\epsilon }<180°,$$

  

  beispielsweise $$30°<\mathrm{\delta }<150°,\text{ und}/\text{oder 3}0°<\mathrm{\epsilon }<150°,$$

  

  vorzugsweise $$60°<\mathrm{\delta }<120°,\text{ und}/\text{oder 6}0°<\mathrm{\epsilon }<120°,$$

  

  insbesondere $$\mathrm{\delta }=90°,\text{ und}/\text{oder }\mathrm{\epsilon }=90°,$$

  
• In letzterem Falle strebt also die Rotationsachse desjenigen Drehanschlusses, welcher mit einem Planetenrad-Verzahnungsbereich von mittlerem Radius r_P,mittel gekoppelt ist, etwa radial von einer zentralen Achse weg, mit welcher die Rotationsachsen der anderen beiden Drehanschlüsse fluchten. Dies entspricht etwa einer „T“-Anordnung, wobei der obere Querbalken des „T“ der zentralen Achse entspricht und der vertikale „T“-Balken der Rotationsachse des Drehanschlusses, welcher mit dem Planetenrad-Verzahnungsbereich von mittlerem Radius r_P,mittel gekoppelt ist.
• Eine weitere Konstruktionsvorschrift besagt, dass wenigstens ein Verzahnungsbereich, vorzugsweise ein Verzahnungsbereich mit einem mittleren Radius r_P,mittel, mit r_P,min < r_P,mittel < r_P,max, über ein Umlenkgetriebe an den betreffenden Drehanschluss gekoppelt sein kann, vorzugsweise über ein Kegelradgetriebe oder Schneckengetriebe.
• Über zwei miteinander kämmende Kegelräder lässt sich die Rotationsachse einer Drehbewegung um 90° umlenken, entsprechend der zuvor beschriebenen, T-förmigen Anordnung zweier axialer und einer radialen Rotationsachse.
• Ein Schneckengetriebe dagegen liefert eine Umlenkung von einer Drehung um eine zentrale Achse des Schneckenrades in eine Drehung um eine dazu tangentiale Rotationsachse der Schnecke. Bei einer solchen Anordnung gibt es daher im Allgemeinen keinen Schnittpunkt zwischen der tangentialen Rotationsachse desjenigen Drehanschlusses, welcher mit einem Planetenrad-Verzahnungsbereich von mittlerem Radius r_P,mittel gekoppelt ist, und den axialen, miteinander fluchtenden Achsen der anderen beiden Drehanschlüsse.
• Die Drehanschlüsse können in einem Gehäuse gelagert sein, vorzugsweise in jeweils wenigstens zwei voneinander beabstandeten Lagerstellen, insbesondere mittels Wälzlagern. Durch eine doppelte Lagerung wird eine exakte Justierung der betreffenden Rotationsachsen im Raum dauerhaft sichergestellt und damit eine leichtgängige Verdrehbarkeit der Drehelemente des erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes.
• Bei einer besonders bevorzugten Ausführungsform verlaufen die an die Verzahnungsbereiche mit dem kleinsten Radius r_P,min < r_P,mittel und mit dem größten Radius r_P,max > r_P,mittel gekoppelten Drehanschlüsse koaxial zu dem an den Verzahnungsbereich von mittlerem Radius r_P,mittel gekoppelten Drehanschluss, diesen rohrförmig umgebend. Man erhält somit die Möglichkeit, die Drehbewegung von den beiden rohrförmigen Drehanschlüssen in etwa radialer Richtung abzugreifen, beispielsweise mittels (endloser) Ketten, (exzentrischer) Zahnräder oder (tangentialer) Schnecken. Der An- oder Abtrieb zu/von dem dritten Drehanschluss liegt bevorzugt auf der zentralen Achse. Es kann sich hierbei um einen axial an das Gehäuse angeflanschten Motor handeln, ggf. über ein Getriebe. Andere An- oder Abtriebsmöglichkeiten sind denkbar.
• Die Erfindung erfährt eine vorteilhafte Weiterbildung dadurch, dass ein oder vorzugsweise beide, an die Verzahnungsbereiche mit dem kleinsten Radius r_P,min < r_P,mittel und mit dem größten Radius r_P,max > r_P,mittel gekoppelten Drehanschlüsse mit einem Drehanschluss je eines weiteren Differentialgetriebes, drehfest gekoppelt oder verbunden sind. Damit lässt sich der Einsatzbereich der Erfindung erweitern. Zu denken ist dabei u.a. an ein Kraftfahrzeug mit Allradantrieb, wobei ein zentrales Ausgleichsgetriebe zwei Kardanwellen zur Vorder- und Hinterachse an einen Antriebsmotor koppelt, während die beiden anderen Differentialgetriebe jeweils die beiden Räder der Vorder- oder Hinterachse an die betreffende Kardanwelle koppeln.
• Es ist allerdings umgekehrt auch möglich, zwei erfindungsgemäße Ausgleichsgetriebe über ein konventionelles Differentialgetriebe miteinander zu koppeln. Solchenfalls kann niemals ein einzelnes Rad eines Kraftfahrzeugs durchdrehen, vielmehr müssten dazu schon beide Räder der Vorder- oder Hinterachse ihre Bodenhaftung komplett verlieren. Verwendet man dagegen drei miteinander gekoppelte, jeweils erfindungsgemäße Ausgleichsgetriebe, ist auch diese Möglichkeit ausgeschlossen.
• Auch ein bei den zuvor beschriebenen Kopplungs-Varianten verwendetes, konventionelles Differentialgetriebe sollte drei gegeneinander verdrehbare Drehanschlüsse aufweisen, womit sich die eingangs erwähnte Funktionalität realisieren lässt, also demnach, dass die Drehgeschwindigkeit an einem Drehanschluss dem Mittelwert der Drehgeschwindigkeiten an den beiden anderen Drehanschlüssen entspricht.
• Ein solches, konventionelles Differentialgetriebe kann als axiales Differentialgetriebe ausgebildet sein, dessen Drehanschlüsse über Kegelräder miteinander gekoppelt sind, oder als ebenes Differentialgetriebe nach Art eines Planetengetriebes. Obzwar der interne Aufbau beider Ausführungsformen unterschiedlich ist, lassen sich damit gleiche oder jedenfalls einander entsprechende Funktionen realisieren, so dass diese funktionell gleichwertig sind.
• Die freien Drehanschlüsse der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe können mit je einem Zahnrad drehfest gekoppelt oder verbunden oder integriert sein. Dort erfolgt dann die Ein- oder Ausleitung der Drehenergie über mit dem betreffenden Zahnrad kämmende oder anderweitig gekoppelte Getriebeelemente.
• Eine besonders übersichtliche Anordnung ergibt sich, wenn die Zahnräder an den freien Drehanschlüssen der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe parallel zueinander koaxial zu einer gemeinsamen Drehachse angeordnet sind. Eine solche Anordnung verfügt über ein hohes Maß an Symmetrie, so dass weder Taumel- noch Unwucht-Bewegungen zu befürchten sind; außerdem ist es bei vielen Anwendungen, z. B. bei der Hinterachse eines Fahrzeugs, vorteilhaft, wenn zwei Drehanschlüsse koaxial zueinander angeordnet sind.
• Es liegt im Rahmen der Erfindung, dass die Zahnräder an den freien Drehanschlüssen der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe über je eine oder mehrere Ketten mit einem exzentrisch gelagerten Zahnrad drehfest gekoppelt sind. Diese exzentrischen Zahnräder können beispielsweise gleiche Exzentrizitäten bezüglich der zentralen Mittelachse aufweisen, jedoch in unterschiedliche radiale Richtungen von der zentralen Achse wegversetzt sein, beispielsweise unter gleichen Zwischen- oder Zentrumswinkeln. Beispielsweise würden demnach bei vier exzentrischen Zahnrädern zwei benachbarte jeweils einen Zwischenwinkel von 90° miteinander einschließen, bei fünf exzentrischen Zahnrädern ergäbe sich ein Zwischenwinkel von jeweils 72°, bei sechs exzentrischen Zahnrädern ein Zwischenwinkel von jeweils 60°. Durch eine solche Geometrie würde wiederum die Symmetrie der Gesamtanordnung nicht beeinträchtigt.
• Ferner besteht die Möglichkeit, dass zwischen den Zahnrädern an den freien Drehanschlüssen der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe und den daran beispielsweise über Ketten drehfest gekoppelten, exzentrisch gelagerten Zahnrädern je ein Schwenk- oder Kniegelenk oder eine sonstige Radialverstellung angeordnet ist, so dass die Exzentrizität e der exzentrisch gelagerten Zahnräder variabel ist. Wenn dabei sichergestellt ist, dass die Exzentrizität e aller dieser exzentrischen Zahnräder jeweils gleichmäßig verstellt werden, leidet darunter die Symmetrie und damit der Rundlauf nicht. Dies kann beispielsweise durch eine gemeinsame Verstelleinrichtung bewirkt werden.
• Beispielsweise könnten die exzentrischen Zahnräder an um ihrerseits (innere) dezentrale Achsen verschwenkbaren Hebeln gelagert sein; die peripheren Enden - oder andere Bereiche - dieser verschwenkbaren Hebel könnten ihrerseits in beispielsweise radial verlaufenden Schlitzen oder Langlöchern einer gemeinsamen Scheibe gelagert sein. Solchenfalls könnte durch eine winkelmäßige Verstellung einer solchen Scheibe gegenüber einer anderen Scheibe mit den (inneren) dezentralen Lagerachsen der betreffenden Hebel eine Radialverstellung der (äußeren) exzentrischen Zahnräder bewirkt werden.
• Andererseits können die exzentrischen Zahnräder auch mit einer zentralen Verstelleinrichtung gekoppelt sein, beispielsweise über ein zentrales Zahnrad, das mit in einer Scheibe dezentral gelagerten Lagerkörpern kämmt und dabei die ihrerseits dezentral an den Lagerkörpern gelagerten Zahnräder radial verstellt, insbesondere durch Verdrehung der Lagerkörper um deren zu dem zentralen Zahnrad parallelen Achsen.
• Schließlich entspricht es der Lehre der Erfindung, dass die exzentrisch gelagerten Zahnräder von einer gemeinsamen Kette außen umschlungen sind bzw. werden. Einer solchen Kette obliegt es, bei einer Drehung der Gesamtheit aller damit kämmenden, exzentrisch gelagerten Zahnräder um eine zentrale Achse den dezentralen Zahnrädern jeweils Drehbewegungen zu erteilen, welche dann über die erfindungsgemäßen Ausgleichs- und/oder Differentialgetriebe im Zentrum zusammengefasst werden können.
• Dabei können die exzentrischen Zahnräder je nach eingestellter Exzentrizität e unterschiedliche Drehgeschwindigkeiten erfahren, so dass bei der selben Eingangsdrehzahl je nach eingestellter Exzentrizität unterschiedliche Ausgangsdrehzahlen wählbar sind. Da sich hierbei die Exzentrizität stufenlos variieren lässt, erhält man somit ein stufenlos verstellbares Getriebe.
• Dabei sollte die gemeinsame Kette von einer Spannvorrichtung unter Zugspannung gehalten werden, um den Stern der exzentrischen Zahnräder unabhängig von deren Exzentrizität e jeweils straff umgeben zu können. Es handelt sich also um eine offene Kette mit zwei Enden, von denen eines festgelegt sein kann, beispielsweise an einem Gehäuse oder Chassis des Getriebes, während das andere mittels der Spannvorrichtung zwar beweglich ist, aber stets unter Spannung gehalten wird, d.h., in einer Richtung etwa zu dem ersten, festgelegten Ende hin gezogen wird.
• Wenn das Getriebe nur eine einzige Antriebsdrehrichtung aufweist, beispielsweise entsprechend der vorgegebenen Takt-Abfolge eines Verbrennungsmotors, dessen Kurbelwelle sich stets in der selben Richtung dreht, so kann als am Gehäuse, Chassis od. dgl. festzulegendes Ende der gemeinsamen Kette das entgegen der Drehrichtung des Antriebs liegende, „vordere“ Kettenende verwendet werden, während das folgende, in Drehrichtung „hintere“ Kettenende gespannt wird. Dies hat den Vorteil, dass die Spannvorrichtung nicht die gesamte, das zu übertragende Drehmoment liefernde Kraft ertragen muss, sondern nur den kämmenden Eingriff zwischen Kette und exzentrischen Zahnrädern sicherstellen muss, während die Arbeitskraft von dem festgelegten Kettenende her aufgenommen wird.
• Weitere Merkmale, Einzelheiten, Vorteile und Wirkungen auf der Basis der Erfindung ergeben sich aus der folgenden Beschreibung einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung sowie anhand der Zeichnung. Hierbei zeigt:
• 1 einen Längsschnitt durch eine erste Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes, wobei der Drehanschluss an die unterschiedlichen Radienbereiche der Planetenräder über Sonnenräder erfolgt;
• 2 eine der 1 entsprechende Schnittansicht einer zweiten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes, wobei der Drehanschluss an die unterschiedlichen Radienbereiche der Planetenräder über Hohlräder erfolgt;
• 3 eine weitere Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes mit der grundlegenden Struktur nach 1, als Bestandteil eines erweiterten Ausgleichsgetriebes mit mehr als drei Drehanschlüssen, dargestellt in einem Schnitt entlang der Längsachse einer zentralen An- oder Abtriebsachse;
• 4 ein stufenloses, Getriebe, worin das erweiterte Getriebe nach 3 zum Einsatz gelangt, in einer Ansicht in Richtung der Längsachse von 3; sowie
• 5 einen Längsschnitt durch das stufenlose Getriebe nach 4, worin das erweiterte Ausgleichsgetriebe nach 3 erkennbar ist.
• Die Ausgleichsgetriebe 1 und 1' nach 1 und 2 haben eine vergleichbare Funktion und verfügen über viele strukturelle Ähnlichkeiten, die zunächst gemeinsam behandelt werden sollen:
• Beide Ausgleichsgetriebe 1; 1' sind in je einem Gehäuse 2 aufgenommen, welches einen inneren Hohlraum 3 umschließt und jeweils drei Durchtrittsstellen 4, 5, 6 für insgesamt drei Drehanschlüsse 7, 8, 9 aufweist.
• Jedes Gehäuse 2 hat jeweils eine etwa zylindrische Gestalt mit einem Zylindermantel 10, der an beiden Enden von je einer vorzugsweise kreisrunden Stirnplatte 11, 12 abgeschlossen wird.
• Eine Durchtrittsstelle 4 für einen Drehanschluss 7 befindet sich an dem Zylindermantel 10, die anderen beiden Durchtrittsstellen 5, 6 für die restlichen Drehanschlüsse 8, 9 befinden sich in je einer Stirnplatte 11, 12, und zwar in einer gemeinsamen Flucht, bevorzugt im Zentrum der jeweiligen Stirnplatte 11, 12.
• Im Bereich jeder Durchtrittsstelle 4, 5, 6 kann das Gehäuse 2 über eine lotrecht gegenüber dem betreffenden Oberflächenbereich des Gehäuses 2 nach außen ragenden Hülsenansatz 13 verfügen, worin zwei Lager, vorzugsweise Wälzlager 14, in Längsrichtung der betreffenden Hülse 13 versetzt angeordnet sind, beispielsweise in rundum laufenden Vertiefungen, beispielsweise Nuten oder Auskehlungen, an der Innenseite des Gehäuses 2 bzw. der betreffenden Hülse 13 eingesetzt. Die Innenringe der Lager oder Wälzlager 14 umgreifen je eine Drehachse 15, 16, 17 als nach außen ragenden Drehanschluss 7, 8, 9.
• Die beiden stirnseitigen Drehachsen 16, 17 fluchten miteinander, die mantelseitige Drehachse 15 verläuft in einem rechten Winkel dazu. Die gemeinsame Rotationsachse der beiden miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 ist konzentrisch zu dem Gehäusemantel 10 und soll im Folgenden als Hauptachse des Ausgleichsgetriebes 1; 1' bezeichnet werden.
• Alle Drehachsen 15, 16, 17 enden im Inneren 3 des Gehäuses 2 und sind vorzugsweise im Bereich ihres inneren Endes mit einem verzahnten Getriebeelement versehen.
• In der weiteren Getriebeausgestaltung unterscheiden sich die beiden Ausführungsformen 1; 1' voneinander, weswegen im Folgenden zunächst weiter auf die 1 allein eingegangen werden soll.
• Die beiden miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 tragen je ein stirnverzahntes Zahnrad; diese haben in dem Ausgleichsgetriebe 1; 1' die Funktion eines Sonnenrades 18, 19. Beide Sonnenräder haben unterschiedliche Radien r_S,min, r_S,max.
• Die dritte, dazu rechtwinklige Drehachse 15 trägt an ihrem inneren Ende ein Kegelrad 20, dessen Mantel sich nach innen hin verjüngt.
• Damit kämmt eine rundum laufende Verzahnung an einem teils hülsenförmigen, teils scheibenförmigen Drehteil 21. Dieses Drehteil 21 verfügt über einen radial innen liegenden Hülsenabschnitt 22, der auf einer der beiden miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 mittels Lagern, vorzugsweise mittels zweier, in axialer Richtung versetzter Lager, insbesondere mittels Wälzlager 23, verdrehbar gelagert ist. Diese Lager 23 befinden sich zwischen den Wälzlagern 14 der betreffenden Drehachse 17 einerseits und dessen Sonnenrad 19 andererseits.
• An einem Ende des radial inneren Hülsenabschnitts 22, vorzugsweise an dessen der benachbarten Gehäusestirnseite 12 zugewandten Ende, schließt sich eine Kreisringscheibe 24 an, welche drehfest mit dem Hülsenabschnitt 22 verbunden oder mit jenem zusammengeformt oder integriert ist. Diese Kreisringscheibe 24 erstreckt sich parallel zu der betreffenden Gehäusestirnseite 12 radial nach außen; ihr Außenumfang befindet sich knapp innerhalb des Gehäusemantels 10. Dort ist an der dem Kegelrad 20 zugewandten Seite der Kreisringscheibe 24 oder eines an deren peripheren Rand angeformten oder damit verbundenen, sich in Richtung zu dem Kegelrad 20 hin erstreckenden zweiten Hülsenabschnittes 25 eine Verzahnung 26 angeformt, welche mit dem Kegelrad 20 kämmt. Zu diesem Zweck verlaufen die Mantelflächen der Verzahnungen 20, 26 entlang von Kegelflächen, deren Öffnungswinkel jeweils etwa 90° betragen, so dass die Querschnitte dieser Mantelflächen also jeweils unter einem Winkel von 45° verlaufen, bezogen auf die Hauptachse des Ausgleichsgetriebes 1.
• Schließlich verfügt die innere Hülse an ihrem freien, d.h. von der Kreisscheibe 24 abgewandten Ende über eine rundum laufende Verzahnung an ihrer Außenfläche, welche als drittes Sonnenrad 27 des Ausgleichsgetriebes 1 betrachtet werden kann. Der Radius r_S,mittel dieses Sonnenrades 27 liegt zwischen den Radien r_S,min, r_S,max , denen der beiden anderen Sonnenräder 18, 19: $${\text{r}}_{\text{S}\text{,min}}<{\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}<{\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}.$$

  
• Die Anordnung ist derart getroffen, dass die drei Sonnenräder 18, 19, 27 unmittelbar nebeneinander liegen.
• Mit all diesen Sonnenrädern 18, 19, 27 kämmen jeweils mehrere Planetenräder 28, welche in einem gemeinsamen Planetenradträger 29 gelagert sind, vorzugsweise mittels Wälzlagern an beiden Stirnseiten der Planetenräder 28.
• Der Planetenradträger 29 hat einen etwa U-förmigen Querschnitt und verfügt demzufolge über einen radial außen liegenden Hülsenabschnitt 30, welcher zwei endseitige Kreisringscheiben 31, 32 miteinander verbindet. Zur Erleichterung der Montage und/oder Demontage des Ausgleichsgetriebes 1 kann der Planetenradträger 29 aus zwei oder mehr Teilen lösbar zusammengesetzt sein; beispielsweise kann (können) eine oder beide Kreisringscheibe(n) 31, 32 mit dem Hülsenabschnitt 30 verschraubt sein.
• Der Planetenradträger 29 ist im Bereich der radial innen liegenden Ränder seiner beiden Kreisringscheiben 31, 32 an dem zweifach verzahnten Drehteil 21 einerseits gelagert, andererseits an der diesem gegenüber liegenden Drehachse 16.
• Der Planetenradträger 29 ist derart ausgebildet, dass er alle drei Sonnenräder 18, 19, 27 außen umgreift. Zu diesem Zweck ist sein Hülsenabschnitt 30 länger als die Summe der Dicken der drei Sonnenräder 18, 19, 27. Die Längen der Planetenräder 28 entsprechen etwa der axialen Länge des Hülsenabschnitts 30, so dass sich die Planetenräder 28 entlang aller drei Sonnenräder 18, 19, 27 erstrecken.
• Jedes Planetenrad 28 verfügt über drei Verzahnungsabschnitte 33, 34, 35, welche jeweils unterschiedliche Radien r_P,min < r_P,mittel < r_P,max aufweisen. Dabei ist der kleinste Planetenrad-Radius r_P,min dem größten Sonnenrad-Radius r_S,max zugeordnet, und umgekehrt.
• Alle drei Verzahnungen 33, 34, 35 sind ständig mit allen Sonnenrädern 18, 19, 27 in Verzahnungseingriff. Dies wird durch die folgende Relation sichergestellt: $${\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}+{\text{r}}_{\text{P}\text{,max}}={\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}+{\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}={\text{r}}_{\text{P}\text{,max}}+{\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}=\text{E}\text{.}$$

  
• Dabei ist dem mantelseitigen Drehanschluss 7 die Zahnradpaarung mit den mittleren Radien r_P,mittel, r_S,mittel zugeordnet.
• Die Umlaufrichtung und -geschwindigkeit des Planetenradträgers 29 relativ zu dem Drehteil 21 bestimmt das Übertragungsverhalten des Ausgleichsgetriebes 1:
• Laufen das Drehteil 21, sowie der Planetenradträger 29 synchron miteinander um, so stehen die Planetenräder 28 relativ zu dem Planetenradträger 29 still, und demzufolge rotieren die beiden stirnseitigen Drehachsen 16, 17 ebenfalls synchron miteinander.
• Ist dies nicht der Fall, d.h., wenn das Drehteil 21 und der Planetenradträger 29 asynchron zueinander rotieren, dann hängt das Drehverhalten der Drehachsen 16, 17 von der relativen Umdrehungsrichtung ab:
• Falls der Planetenradträger 29 schneller rotiert als das Drehteil 21, dann rotiert die Drehachse 16 mit dem kleineren Sonnenrad 18 langsamer als das Drehteil 21, die Drehachse 17 mit dem größeren Sonnenrad 19 dagegen schneller als das Drehteil 21.
• Falls der Planetenradträger 29 dagegen langsamer rotiert als das Drehteil 21, dann rotiert die Drehachse 16 mit dem kleineren Sonnenrad 18 schneller als das Drehteil 21, die Drehachse 17 mit dem größeren Sonnenrad 19 dagegen langsamer als das Drehteil 21.
• Theoretisch könnte der Planetenradträger 29 sogar in entgegengesetzter Richtung rotieren wie das Drehteil 21; dies wäre dann im obigen Sinne als langsamere Rotation des Planetenradträgers 29 gegenüber dem Drehteil 21 einzustufen.
• Nun ist die Hemmung innerhalb des Getriebes derart eingestellt, dass für jedes von außen angreifende Drehmoment zwischen dem mantelseitigen Drehanschluss 7 und einem der beiden stirnseitigen Drehanschlüsse 8, 9 Selbsthemmung eintritt, d.h., ein solches Drehmoment ist nicht in der Lage, eine von Null abweichende Relativdrehzahl zwischen dem Planetenradträger 29 einerseits und dem Drehteil 21 herbeizuführen; das Ausgleichsgetriebe bleibt in synchronem Zustand und sperrt, d.h., die beiden miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 rotieren stets mit gleicher Drehzahl, also beispielsweise auch dann, wenn ein an eine solche Drehachse 16, 17 angeschlossenes Fahrzeugrad die Bodenhaftung verliert.
• Andererseits sind die Übersetzungsverhältnisse r_P,min : r_S,max einerseits und r_P,max : r_P,min andererseits zwischen den beiden Zahnradpaarungen der beiden extremen Sonnenräder 18, 19 und/oder der miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 so groß, dass für zwischen diesen Sonnenrädern 18, 19 oder Drehachsen 16, 17 von außen einwirkende Drehmomente keine Selbsthemmung eintritt. Wenn also zwei an diese Drehachsen 16, 17 angeschlossene Fahrzeugräder bei einer Kurvenfahrt mit unterschiedlichen Drehzahlen rotieren wollen, so wird dies das Ausgleichsgetriebe 1 erlauben. Dabei rollen die Planetenräder 28 gemeinsam an dem Sonnenrad 19 ab.
• Diese Funktion leistet auch das Ausgleichsgetriebe 1' nach 2:
• Dieses unterscheidet sich vor allem darin, dass mit den beiden Drehachsen 16, 17 anstelle von Sonnenrädern jeweils Hohlräder 18', 19' verbunden sind.
• Ferner hat das Drehteil 21' einen U-förmigen Querschnitt ähnlich dem Planetenradträger 29 aus 1, und ist über die Innenränder seiner beiden Kreisringscheiben 36, 37, welche die Schenkel des U-förmigen Querschnitts bilden, auf den beiden Drehachsen 16, 17 gelagert. An der Außenseite des hülsenförmigen Mittelteils 38 befindet sich eine Kegelverzahnung 26', an seiner Innenseite eine Hohlradverzahnung 27'.
• Mehrere Planetenräder 28' mit jeweils drei Verzahnungsabschnitten 33', 34', 35' unterschiedlichen Durchmessers sind in einem Planetenradträger 29' gelagert, der ebenfalls eine U-förmige Querschnittsgeometrie aufweist; allerdings werden in diesem Fall die beiden Kreisringscheiben 31', 32' des Planetenradträgers 29' durch ein hülsenförmiges Teil 30' verbunden, welches die beiden radial inneren Ränder dieser beiden Kreisringscheiben 31', 32' miteinander verbindet.
• Der Planetenradträger 29' ist auf den beiden miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 gelagert, zwischen den daran angeformten Hohlrädern 18', 19'.
• Die Planetenräder 28' verfügen wiederum über drei Verzahnungsabschnitte 33', 34', 35', welche ständig mit allen Hohlrädern 18', 19', 27' in Verzahnungseingriff sind. Dies wird durch die folgende Relation sichergestellt: $${\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}-{\text{r}}_{\text{P}\text{,max}}={\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}-{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}={\text{r}}_{\text{S}\text{,min}}-{\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}=\text{e}\text{.}$$

  
• Auch hier ist dem mantelseitigen Drehanschluss 7 die Zahnradpaarung mit den mittleren Radien r_P,mittel, r_S,mittel zugeordnet.
• Die Umlaufrichtung und -geschwindigkeit des Planetenradträgers 29' relativ zu dem Drehteil 21' bestimmt auch das Übertragungsverhalten des Ausgleichsgetriebes 1':
• Laufen das Drehteil 21', sowie der Planetenradträger 29' synchron miteinander um, so stehen die Planetenräder 28' relativ zu dem Planetenradträger 29' still, und demzufolge rotieren die beiden stirnseitigen Drehachsen 16, 17 ebenfalls synchron miteinander.
• Ist dies nicht der Fall, d.h., wenn das Drehteil 21' und der Planetenradträger 29' asynchron zueinander rotieren, dann hängt das Drehverhalten der Drehachsen 16, 17 von der relativen Umdrehungsrichtung ab:
• Falls der Planetenradträger 29' schneller rotiert als das Drehteil 21', dann rotiert die Drehachse 16 mit dem kleineren Hohlrad 18' schneller als das Drehteil 21', die Drehachse 17 mit dem größeren Hohlrad 19' dagegen langsamer als das Drehteil 21'.
• Falls der Planetenradträger 29' dagegen langsamer rotiert als das Drehteil 21', dann rotiert die Drehachse 16 mit dem kleineren Hohlrad 18' langsamer als das Drehteil 21', die Drehachse 17 mit dem größeren Hohlrad 19' dagegen schneller als das Drehteil 21'.
• Theoretisch könnte der Planetenradträger 29' sogar in entgegengesetzter Richtung rotieren wie das Drehteil 21'; dies wäre dann im obigen Sinne als langsamere Rotation des Planetenradträgers 29' gegenüber dem Drehteil 21' einzustufen.
• Nun ist die Hemmung innerhalb des Getriebes derart eingestellt, dass für jedes von außen angreifende Drehmoment zwischen dem mantelseitigen Drehanschluss 7 und einem der beiden stirnseitigen Drehanschlüsse 8, 9 Selbsthemmung eintritt; während die Übersetzungsverhältnisse r_P,min : r_S,max einerseits und r_P,max : r_P,min andererseits zwischen den beiden Zahnradpaarungen der beiden extremen Hohlräder 18', 19' und/oder der miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 so groß ist, dass für zwischen diesen Hohlrädern 18', 19' oder Drehachsen 16, 17 von außen einwirkende Drehmomente keine Selbsthemmung eintritt; jeweils mit den oben im Hinblick auf die Ausführungsform 1 aus 1 beschriebenen Folgen.
• Auch das Ausgleichsgetriebe 1' lässt demnach Kurvenfahrten zu, wobei zwei angetriebene Räder unterschiedlichen schnell rotieren, während ein Rad allein auch im Fall des Verlustes der Bodenhaftung nicht durchdrehen kann.
• In 3 ist ein besonderer Anwendungsfall eines erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes 1'' in einem erweiterten Getriebe 40 dargestellt:
• In der Mitte der 3 ist ein Ausgleichsgetriebe 1'' zu sehen, welches die selbe Struktur hat wie das Getriebe 1 nach 1. Es gibt drei Sonnenräder 18'', 19'', 27'' mit unterschiedlichen Radien r_S,min < r_S,mittel < r_S,max sowie mehrere, damit kämmende und in einem Planetenradträger 29 gelagerte Planetenräder 28 mit jeweils drei Verzahnungsabschnitten 33, 34, 35, welche jeweils unterschiedliche Radien r_P,min < r_P,mittel < r_P,max aufweisen. Es gilt: $${\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}+{\text{r}}_{\text{S}\text{,max}}={\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}+{\text{r}}_{\text{S}\text{,mittel}}={\text{r}}_{\text{P}\text{,max}}+{\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}=\text{e}\text{.}$$

  
• Das Sonnenrad 27'' mit dem mittleren Radius r_S,mittel ist in diesem Fall unmittelbar mit einem die komplette Anordnung durchsetzenden, zentralen Drehanschluss 41 verbunden, der auf einer Abtriebswelle 70 aufsitzt.
• Die beiden anderen Sonnenräder 18'', 19'' sind jeweils endseitig an je einer von zwei rohrförmig ausgebildeten, auf dem zentralen Drehanschluss 41 geführten und vorzugsweise daran gelagerten Achsen 16'', 17'' ausgebildet.
• An jeder dieser beiden Achsen 16'', 17'' ist je ein weiteres Differentialgetriebe 42, 43 herkömmlicher Bauart angeordnet, jeweils bestehend aus einem zentralen Differentialkäfig 44, welche mit der betreffenden Achse 16'', 17'' drehfest verbunden ist, sowie zwei in axialer Richtung demgegenüber versetzten Differentialscheiben 45, 46, mit je einer dem mittleren Differentialkäfig 44 zugewandten, umlaufenden Verzahnung, womit verschiedene Differential-Kegelräder kämmen, die in dem Differentialkäfig 44 gelagert sind, um zu dem zentralen Drehanschluss 41 etwa radiale Achsen drehbar.
• Die beiden Differentialscheiben 45; 46 beider Differentialgetriebe 42, 43 sind an ihrem Außenumfang mit je einer Verzahnung 47 versehen. Auf diese Weise erhält man demnach bereits vier äußere Drehanschlüsse in Form der Differentialscheiben 45, 46, zusätzlich zu dem inneren Drehanschluss 41.
• Außerdem können auch die Sonnenräder 18'', 19'' noch mit von allen Drehanschlüssen 41 abweichenden Drehzahlen rotieren. Es macht daher Sinn, diese Sonnenräder 18'', 19'' seitlich des erfindungsgemäßen Planetenradträgers 29'' in Form von Scheiben 48 nach außen zu vergrößern und an ihrer Peripherie ebenfalls mit je einer rundum laufenden Verzahnung 49 zu versehen. Damit ist es schließlich möglich, insgesamt sechs unterschiedliche Drehbewegungen über die Drehanschlüsse in Form der Differentialscheiben 45, 46 und Scheiben 48 aufzunehmen und zusammenzufassen und an einer Abtriebswelle 70 zur Verfügung zu stellen.
• Einen Anwendungsfall für das erweiterte Getriebe 40 aus 3 bildet das stufenlose Getriebe 50 nach den 4 und 5.
• Hier erkennt man insbesondere in 5 das erweiterte Getriebe 40 aus 3 wieder. Der zentrale Drehanschluss 41, welcher mit dem mittleren Sonnenrad 27'' des Getriebes 40 aus 3 verbunden ist, befindet sich gemäß 4 im Zentrum eines beispielsweise sechsarmigen Sterns 51, dessen Arme 52 jeweils zwei Paare von exzentrischen Zahnrädern 53, 54, 55, 56 aufweisen.
• Von diesen befindet sich jeweils ein radial weiter innen liegendes Zahnrad 53 noch innerhalb eines das erweiterte Getriebe 40 umschließenden Gehäuses 57, welches beispielsweise die Gestalt einer zylinderförmigen Dose aufweisen kann, mit einer Mantelfläche 58 und zwei diese abschließenden Stirnflächen 59, 60.
• Das Gehäuse 57 kann seinerseits derart drehbar gelagert sein, dass es um die zentrale Achse des zentralen Drehanschlusses 41 rotierbar ist, und kann beispielsweise eine rundum laufende Verzahnung aufweisen, worüber es seinen Drehantrieb erhält.
• Von den sechs innerhalb des Gehäuses 57 liegenden Zahnrädern 53 ist jedes mit je einer der sechs Verzahnungen 47, 49 an den verschiedenen Drehanschlüssen des erweiterten Getriebes 40 über je eine endlose Kette 61 gekoppelt. Diese Zahnräder 53 sind mit je einer von sechs, zu dem zentralen Drehanschluss 41 parallelen, exzentrisch innerhalb des Gehäuses 57 gelagerten Drehwellen 62 drehfest verbunden. Diese Drehwellen 62 durchsetzen eine Stirnseite 60 des Gehäuses 57. Auf ihren nach außen ragenden Enden tragen sie je ein weiteres Zahnrad 54, sowie je einen um die betreffende Drehwelle 62 verschwenkbaren Hebel 63.
• Im Bereich des äußeren Endes jedes Hebels 63 ist je ein weiteres Paar von Zahnrädern 55, 56 gelagert, welche durch eine Drehwelle 64 drehfest miteinander verbunden sind.
• Je ein Zahnrad 55 liegt in einer gemeinsamen Ebene mit dem betreffenden, weiter innen liegenden Zahnrad 54, und ist über eine endlose Kette 65 drehfest mit diesem Zahnrad 54 gekoppelt. Wenn also das axial demgegenüber versetzte, weitere Zahnrad 56 eine Drehbewegung erfährt, so teilt es diese über die Kette 65, das weitere innen liegende Zahnrad 54 und die Drehwelle 62 dem innerhalb des Gehäuses liegenden Zahnrad 53 mit, und die Drehbewegung pflanzt sich von dort über die betreffende Kette 61 fort bis zu den Verzahnungen 47, 49 an einem Drehanschluss des erweiterten Getriebes 40.
• Die freien Zahnräder 56 sind größtenteils von einer weiteren Kette außen umschlungen. Diese, im Folgenden als Hauptkette 66 bezeichnete Kette ist nicht endlos, sondern verfügt über zwei Enden. Von diesen ist eines an dem Chassis 67 des stufenlosen Getriebes 50 verankert, beispielsweise an einem Fortsatz 68 dieses Chassis 67, während das andere Ende über ein in 4 verkürzt wiedergegebenes Federelement 69 mit dem Chassis 67 gekoppelt ist.
• Das Federelement 69 erlaubt es der Hauptkette 66, sich an unterschiedliche Schwenkstellungen der Hebel 63 anzupassen. Insbesondere ist in 4 eine erste Schwenkstellung der Hebel 63 mit ausgezogenen Linien dargestellt, wobei sich die äußeren Drehwellen 64 relativ weit außen befinden - die Arme 52 sind nahezu gestreckt - und mit gestrichelten Linien ist eine zweite Schwenkstellung der Hebel 63 angedeutet, wobei sich die äußeren Drehwellen 64 weiter innen befinden, da die Arme 52 stärker abgewinkelt sind. Natürlich hat im ersteren Falle ein dem Stern 51 umbeschriebenes Sechseck einen größeren Umfang als in dem zweiten Fall, und eben dieser Tatsache trägt die durch das Feder-Spannelement 69 geschaffene Verstellmöglichkeit Rechnung.
• Wenn alle Schwenkhebel 63 auf einander entsprechende Schwenkstellungen eingestellt sind, liegen für das stufenlose Getriebe 50 quasi-statische Zustände vor, d.h., bei einer von außen angeregten bzw. angetriebenen Drehung des Gehäuses 57 laufen alle Zahnräder 56 mit gleichmäßiger Geschwindigkeit an der Hauptkette 66 entlang und erfahren dabei gleiche Drehzahlen, welche über die Kettentrume 61, 65 nach innen transformiert werden zu den verschiedenen Verzahnungen 47, 49 an den Drehanschlüssen des erweiterten Getriebes 50.
• Diese Drehanschlüsse mit den Verzahnungen 47, 49 drehen sich demnach allesamt mit der selben Geschwindigkeit, und alle Teile des erweiterten Getriebes 40 rotieren daher mit. einer einheitlichen Drehzahl. Die Drehmomente addieren sich dabei an dem zentralen Drehanschluss 41 und können an dieser über einen nach außen ragenden Wellenfortsatz der Abtriebswelle 70 abgegriffen werden.
• Je nach der Schwenkstellung der Hebel 63 drehen sich die Zahnräder 56 bei gleicher Umdrehungsgeschwindigkeit des Gehäuses 57 schneller oder langsamer und teilen diese größere oder kleinere Drehzahl der Abtriebswelle 70 mit.
• Für diesen quasi-statischen Betrieb wäre demnach kein Differential bzw. erweitertes Getriebe 40 erforderlich, wohl aber für die Phasen der Schwenkverstellung der Hebel 63. Denn dabei bewegt sich die Hauptkette 66 in ihrer Längsrichtung, von dem Spannmittel 69 veranlasst. In dieser Phase treten im Allgemeinen unterschiedliche Drehzahlen an den verschiedenen Zahnrädern 56 auf, und müssen durch das erweiterte Getriebe 40 flexibel an den zentralen Drehanschluss 41 weitergegeben werden.
• Man könnte daran denken, für diesen Zweck nur Differentiale herkömmlicher Bauart miteinander zu koppeln. Dies birgt jedoch einen gravierenden Nachteil:
• Wie man der 4 entnehmen kann, gibt es zwischen den beiden Enden der Hauptkette 66 einen gewissen Spalt, und bei einer Rotation des Gehäuses 57 muss also in regelmäßigen Zeitabständen jeweils ein Zahnrad 56 von dem rückwärtigen, gespannten Ende der Hauptkette 66 zu deren vorderem, fest fixierten Ende hin umgesetzt werden. Dabei verliert dieses Zahnrad 56 vorübergehend den Verzahnungseingriff mit der Hauptkette 66 gänzlich, d.h., bei einem Ausgleichsgetriebe herkömmlicher Bauart könnte dieses Zahnrad 56 durchdrehen und dabei jede beliebige Drehzahl annehmen. Daher wäre beispielsweise nicht gewährleistet, dass dieses Zahnrad 56 nach Überquerung des Spaltes in der Hauptkette 66 gerade wieder in ein Kettenglied passend einrastet.
• Dank der vorliegenden Erfindung ist es jedoch möglich, alle Zahnräder 56 über das erweiterte Getriebe 40 derart miteinander zu koppeln, dass kein Zahnrad 56 einen undefinierten Drehzustand einnehmen kann.
• Sobald ein Zahnrad 56 den Spalt in der Hauptkette 66 überquert, sind jedoch alle anderen Zahnräder 56 mit der Hauptkette 66 in kämmendem Eingriff, haben also definierte Drehzahlen. Diese werden über das erweiterte Getriebe 40 schlupffrei auf das kurzzeitig freie Zahnrad 56 übertragen und sorgen auch dort für eine definierte Drehzahl, auch ohne Verzahnungseingriff, und führen damit dieses Zahnrad 56 automatisch wieder in den Verzahnungseingriff mit dem vorderen Kettenende.
• Wie weiter oben bereits angedeutet, kann der Wellenfortsatz als Abtriebswelle 70 des stufenlosen Getriebes 50 verwendet werden. Je nach dem, wie das Radialverstellverhältnis der exzentrisch verstellbaren Zahnräder 56 zu den Radien der Verzahnungen 47 gewählt wird, ist am Ausgang nur eine Drehzahl in einer Richtung, ggf. bis zum Stillstand, oder in beiden Richtungen konstruierbar. Falls die Drehzahl an der Abtriebswelle 70 niemals Null wird, kann an dem stufenlosen Getriebe 50 ein weiteres Planetengetriebe 71 vorgesehen sein. Dieses kann an der der Hauptkette 66 abgewandten Stirnseite 59 des Gehäuses 57 angeordnet sein.
• Auch an dieser Stirnseite 59 tritt der zentrale Drehanschluss 41 in Form eines weiteren Wellenstummels 72 nach außen und trägt dort ein Sonnenrad 73 des Planetengetriebes 71, mit welchem sie drehfest verbunden ist. Dessen Hohlrad 74 ist als muldenförmige, kreisrunde Vertiefung 75 mit einer Verzahnung in ihrem umlaufenden Rand unmittelbar in die Außenseite 76 der Gehäusestirnseite 59 eingearbeitet.
• Zwischen dem Sonnenrad 73 und dem Hohlrad 74 laufen mehrere verzahnte Planetenräder 77 um, welche sich in ständigem Verzahnungseingriff mit dem Sonnenrad 73 und dem Hohlrad 74 befinden.
• An ihren der Gehäusestirnseite 59 abgewandten Flachseiten sind die Planetenräder 77 mit je einer Lagerachse 78 versehen. Alle Planetenrad-Lagerachsen 78 sind in einem gemeinsamen Planetenradträger 79 gelagert, vorzugsweise mittels Wälzlagern 80. Der Planetenradträger 79 seinerseits verfügt in seinem Zentrum über eine Welle 81. Dort kann die Drehbewegung des Planetenradträgers 79 abgegriffen werden. Es handelt sich hierbei um eine Differenzdrehzahl zwischen der Drehzahl der zentralen Abtriebswelle 70 des stufenlosen Getriebes 50, also dessen primärer Ausgangsdrehzahl, und der Drehzahl seines Gehäuses 57, welches der Antriebs- oder Eingangsdrehzahl entspricht.
• Dadurch wird in einem annähernd synchronen Betriebszustand, wo also Eingangs- und primäre Ausgangsdrehzahl gleich groß sind, aufgrund der Differenzbildung in dem Planetengetriebe 71. die sekundäre Ausgangsdrehzahl an der Welle 81 zu Null. Damit sind für die Gesamtanordnung vielfältige Stellmöglichkeiten eröffnet. Bei einer geeigneten Auslegung des stufenlosen Getriebes 50 kann an der sekundären Ausgangs- oder Abtriebswelle 81 ggf. sogar eine gegenläufige Drehrichtung erzeugt werden im Verhältnis zur Eingangs-Drehrichtung am Gehäuse 57.
• Bezugszeichenliste

1

Ausgleichsgetriebe

2

Gehäuse

3

Hohlraum

4

Durchtrittsstelle

5

Durchtrittsstelle

6

Durchtrittsstelle

7

Drehanschluss

8

Drehanschluss

9

Drehanschluss

10

Zylindermantel

11

Stirnplatte

12

Stirnplatte

13

Hülsenansatz

14

Wälzlager

15

Drehachse

16

Drehachse

17

Drehachse

1.8

Sonnenrad

19

Sonnenrad

20

Kegelrad

21

Drehteil

22

Hülsenabschnitt

23

Wälzlager

24

Kreisringscheibe

25

Hülsenabschnitt

26

Verzahnung

27

Sonnenrad

28

Planetenrad

29

Planetenradträger

30

Hülsenabschnitt

31

Kreisringscheibe

32

Kreisringscheibe

33

Verzahnungsabschnitt

34

Verzahnungsabschnitt

35

Verzahnungsabschnitt

36

Kreisringscheibe

37

Kreisringscheibe

38

Mittelteil

40

erweitertes Getriebe

41

Zentraler Drehanschluss

42

Differentialgetriebe

43

Differentialgetriebe

44

Differentialkäfig

45

Differentialscheibe

46

Differentialscheibe

47

Verzahnung

48

Scheibe

49

Verzahnung

50

Stufenloses Getriebe

51

Stern

52

Arm

53

Zahnrad

54

Zahnrad

55

Zahnrad

56

Zahnrad

57

Gehäuse

58

Mantelfläche

59

Stirnfläche

60

Stirnfläche

61

Kette

62

Drehwelle

63

Hebel

64

Drehwelle

65

Kette

66

Hauptkette

67

Chassis

68

Fortsatz

69

Federelement

70

Abtriebswelle

71

Planetengetriebe

72

Wellenstummel

73

Sonnenrad

74

Hohlrad

75

Vertiefung

76

Außenseite

77

Planetenrad

78

Lagerachse

79

Planetenradträger

80

Wälzlager

81

Welle

Claims (19)

1. Ausgleichsgetriebe (1; 1'; 1'') zum Austausch von Rotationsenergie zwischen wenigstens drei Drehanschlüssen (7,8,9), mit wenigstens einem Planetenrad (28) und wenigstens drei damit kämmenden Sonnenrädern (18,19,27) oder Hohlrädern (18',19',27'), wobei wenigstens ein Planetenrad (28) in seiner axialen Richtung versetzt drei mit je einer rundum laufenden Verzahnung versehene Umfangsbereiche (33,34,35) mit jeweils unterschiedlichem Radius r₁, r₂, r₃ aufweist: $${\text{r}}_1\ne {\text{r}}_2,{\text{ r}}_1\ne {\text{r}}_3,{\text{ r}}_2\ne {\text{r}}_3,$$

   

   nämlich einen größten Radius r_P,max, einen mittleren Radius r_P,mittel und einen kleinsten Radius r_P,min, wobei gilt: $${\text{r}}_{\text{P}\text{,min}}<{\text{r}}_{\text{P}\text{,mittel}}<{\text{r}}_{\text{P}\text{,max}},$$

   

   wobei mit jedem verzahnten Umfangsbereich (33,34,35) des/der Planetenräder (28) je ein Sonnenrad (18,19,27) oder Hohlrad (18',19',27') kämmt, das mit je einer Drehachse (15,16,17) eines Drehanschlusses (7,8,9) des Ausgleichsgetriebes (1;1';1'') drehfest gekoppelt oder verbunden ist, und wobei das Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') von einem Gehäuse (2) umgeben ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Planetenräder (28;28') in einem Planetenradträger (29;29') gelagert sind, der seinerseits um eine zentrale Achse drehbar gelagert ist und der a) frei drehbar ist, oder b) durch eine Mechanik oder Elektronik steuerbar ist, oder c) als Abtrieb dient, wobei die Hemmung innerhalb des Ausgleichsgetriebes (1;1';1'') derart eingestellt ist, dass für jedes zwischen der an den Umfangsbereich (33,34,35) mit dem mittleren Radius r_P,mittel gekoppelten Drehachse (15) und einer der beiden anderen Drehachsen (16,17) von außen angreifende Drehmoment Selbsthemmung eintritt, während für ein zwischen den beiden anderen Drehachsen (16,17) von außen einwirkendes Drehmoment keine Selbsthemmung eintritt.
2. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass alle Planetenräder (28) an ihrem Umfang gerade oder schräg verzahnt sind.
3. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Achsen aller Planetenräder (28) parallel zueinander verlaufen.
4. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Achsen aller Planetenräder (28) auf der Mantelfläche eines Kreiszylinders vom Radius e liegen, unter einer Exzentrizität e zu dessen zentraler Achse z.
5. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Betrag der Differenz der Radien r₁, r₂, r₃ zweier Umfangsbereiche eines Planetenrades (28) klein gegenüber der Exzentrizität e ist: $$\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_2\right|<\text{ e}\text{, und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_3\right|\text{< e}\text{, und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_2-{\text{r}}_3\right|<\text{ e}\text{,}$$

   

   beispielsweise kleiner als die halbe Exzentrizität e: $$\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_2\right|<\text{ e}/\mathrm{2,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_3\right|\text{< e}/\mathrm{2,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_2-{\text{r}}_3\right|<\text{ e}/\mathrm{2,}$$

   

   vorzugsweise kleiner als ein Drittel der Exzentrizität e: . $$\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_2\right|<\text{ e}/\mathrm{3,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_3\right|\text{< e}/\mathrm{3,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_2-{\text{r}}_3\right|<\text{ e}/\mathrm{3,}$$

   

   insbesondere kleiner als ein Viertel der Exzentrizität e: $$\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_2\right|<\text{ e}/\mathrm{4,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_3\right|\text{< e}/\mathrm{4,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_2-{\text{r}}_3\right|<\text{ e}/\mathrm{4,}$$

   

   vorzugsweise sogar kleiner als ein Fünftel der Exzentrizität e: $$\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_2\right|<\text{ e}/\mathrm{5,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_1-{\text{r}}_3\right|\text{< e}/\mathrm{5,}\text{ und}/\text{oder }\left|{\text{r}}_2-{\text{r}}_3\right|<\text{ e}/5.$$

   
6. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehachsen (15,16,17) der an die Verzahnungsbereiche (33,34,35) mit dem kleinsten Radius r₁ < r₂ und mit dem größten Radius r₃ > r₂ gekoppelten Drehanschlüsse (7,8,9) voneinander weg strebend drehbar gelagert sind, vorzugsweise in etwa entgegengesetzte Richtungen voneinander weg strebend, insbesondere koaxial zu der zentralen Achse z.
7. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Verzahnungsbereich (35) mit einem mittleren Radius r₂, mit r₁ < r₂ < r₃, an einen Drehanschluss (7) gekoppelt ist, der radial innerhalb eines der beiden anderen Drehanschlüsse (44) liegt oder radial ausserhalb eines der beiden anderen Drehanschlüsse (8,9) liegt.
8. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Verzahnungsbereich (35) mit einem mittleren Radius r₂, mit r₁ < r₂ < r₃, an einen Drehanschluss (7) gekoppelt ist, der mit den beiden anderen Drehanschlüssen (8,9) Winkel δ, ε einschließt, mit $$\mathrm{\delta }=90°,\text{ und }\mathrm{\epsilon }=90°.$$

   
9. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens ein Verzahnungsbereich (33,34,35), vorzugsweise ein Verzahnungsbereich (33,34,35) mit einem mittleren Radius r₂, mit r₁ < r₂ < r₃, über ein Umlenkgetriebe an den betreffenden Drehanschluss (7,8,9) gekoppelt ist, vorzugsweise über ein Kegelradgetriebe (20,26) oder über ein Schneckengetriebe.
10. Ausgleichsgetriebe (1 ;1';1'') nach einem der - vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehanschlüsse (7,8,9) in einem Gehäuse (2) gelagert sind, vorzugsweise in jeweils wenigstens zwei, voneinander beabstandeten Lagerstellen, insbesondere mittels Wälzlagern.
11. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein oder vorzugsweise beide, an die Verzahnungsbereiche (33,34) mit dem kleinsten Radius r₁ < r₂ und mit dem größten Radius r₃ > r₂ gekoppelten Drehanschlüsse (8,9) mit einem Drehanschluss (7,8,9) je eines weiteren Differentialgetriebes (42, 43) drehfest gekoppelt oder verbunden sind.
12. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass das eine oder die beiden weiteren Differentialgetriebe (42,43) drei gegeneinander verdrehbare Drehanschlüsse aufweist / aufweisen.
13. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, dass das eine oder die beiden weiteren Differentialgetriebe (42,43) als Kegelrad-Differentialgetriebe ausgebildet ist / sind, dessen / deren Drehanschlüsse (44,45,46) über Kegelräder miteinander gekoppelt sind, oder als Stirnrad-Differentialgetriebe, dessen / deren Drehanschlüsse (44,45,46) über Planetenräder miteinander gekoppelt sind.
14. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach einem der Ansprüche 11 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehanschlüsse (45,46,48) der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe (1,42,43) mit je einem Zahnrad (47, 49) drehfest gekoppelt oder verbunden oder integriert sind.
15. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Zahnräder (47,49) an den Drehanschlüssen (45,46,48) der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe (1,42,43) parallel zueinander koaxial zu einer gemeinsamen Drehachse angeordnet sind.
16. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach einem der Ansprüche 14 oder 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Zahnräder (47,49) an den Drehanschlüssen (45,46,48) der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe (1,42,43) über je eine oder mehrere Ketten (61,65) mit wenigstens je einem exzentrisch gelagerten Zahnrad (55) gekoppelt sind.
17. Ausgleichsgetriebe . (1;1';1'') nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen je einem Zahnrad (47,49) an einem Drehanschluss (45,46,48) der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe (1,42,43) und dem jeweiligen, daran über Ketten (61,65) gekoppelten, exzentrisch gelagerten Zahnrad (55) jeweils ein Hebel (63) oder eine sonstige Radialverstellung angeordnet ist, so dass die Exzentrizität e der exzentrisch gelagerten Zahnräder variabel ist.
18. Ausgleichsgetriebe (1;1';1'') nach einem der Ansprüche 16 oder 17, dadurch gekennzeichnet, dass jedem exzentrisch gelagerten Zahnrad (55) je ein drehfest damit verbundenes, axial versetztes Zahnrad (56) zugeordnet ist, wobei die Zahnräder (56) von einer gemeinsamen Kette außen umschlungen werden.
19. Ausgleichsgetriebe (1; 1';1'') nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass die gemeinsame Kette von einer Spannvorrichtung, insbesondere von einem Federelement (69), unter Zugspannung gehalten wird.

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