DE102015220522B4 - Schmal bauendes Differenzialgetriebe mit großen Seitenrädern - Google Patents

Abstract

Differenzialgetriebe, das das Drehmoment eines Antriebselements (I), das einen ein Ritzel (P) tragenden Ritzelschaft (PS, PS') hält und sich zusammen mit dem Ritzelschaft (PS, PS') drehen kann, auf ein Paar voneinander unabhängiger Abtriebswellen (A) verteilt,wobei das Differenzialgetriebe mit einem Paar Seitenräder (S), die am äußeren Umfang eine ringförmige Verzahnung (Sg) besitzen, die in das Ritzel (P) greift, und jeweils mit einer Abtriebswelle des Paars von Abtriebswellen (A) verbunden sind, und mit einem Abdeckungsteil (C, C'), das eine Außenseite mindestens eines der beiden Seitenräder (S) abdeckt und sich mit dem Antriebselement (I) in Einheit dreht, ausgestattet ist,wobei das Paar Seitenräder (S) Wellenteile (Sj), die jeweils mit einer der Abtriebswellen (A) verbunden sind, und Mittelwandteile (Sw), die jeweils die Form einer flachen sich mit der Achsenlinie (L) der Abtriebswellen (A) schneidenden Platte haben und die Wellenteile (Sj) mit den Verzahnungen (Sg), die von diesen Wellenteilen (Sj) in Radialrichtung des Antriebselements (I) nach außen versetzt sind, zu einer Einheit verbinden, besitzt,dadurch gekennzeichnet, dass das Ritzel (P) und das Paar Seitenräder (S) Kegelräder sind, und die Mittelwandteile (Sw) so ausgebildet sind, dass ihre Breite (t1) in der Radialrichtung größer als der größte Durchmesser (d1) des Ritzels (P) ist,und wobei das Abdeckungsteil (C, C') ein Nabenbuchsenteil (Cb), das das entsprechende Wellenteil (Sj) konzentrisch umgibt, und ein plattenförmiges Seitenwandteil (Cs), das sich an das Nabenbuchsenteil (Cb) anschließt und eine Außenfläche bildet, die die Achsenlinie (L) der Abtriebswellen (A) orthogonal schneidet, besitzt Innenseite des Seitenwandteils (Cs) die Rückseite von mindestens einem der Mittelwandteil (Sw) und frei drehbar stützt.

Description

• Hintergrund der Erfindung
• Gebiet der Erfindung
• Bei der vorliegenden Erfindung handelt es sich um die Verbesserung eines Differenzialgetriebes, das das Drehmoment eines Antriebselements, das Ritzel tragende Ritzelträgerteile hält und sich zusammen mit diesen drehen kann, auf ein Paar voneinander unabhängiger Abtriebswellen verteilt, insbesondere eines solchen Differenzialgetriebes, das mit einem Paar Seitenräder, die an ihrem äußeren Umfang eine ringförmige Verzahnung besitzen, die in die Ritzel greift, und mit jeweils einer der Abtriebswellen verbunden sind, und mit Abdeckungsteilen, die mindestens eines der beiden Seitenräder an der Außenseite abdecken und sich mit dem Antriebselement in Einheit drehen, ausgestattet ist.
• Erläuterung der relevanten Technik
• Herkömmlich ist ein solches Differenzialgetriebe, das sich z.B. im japanischen Patent Nr. JP 4 803 871 B2 und JP 2002 - 364 728 A findet, weithin bekannt. Aber, da bei den herkömmlichen Differenzialgetrieben nicht ausreichend Mühe darauf verwendet worden ist, den Durchmesser der Seitenräder zu vergrößern, um eine Zähnezahl der Seitenräder zu erreichen, die ausreichend größer als die Zähnezahl der Ritzel ist, und die Seitenräder und die in Achsenrichtung der Abtriebswellen noch weiter außen liegenden Abdeckungsteile dünnwandiger zu gestalten, haben diese Differenzialgetriebe selbst vom Aufbau her eine Form, die relativ breit in Achsenrichtung der Abtriebswellen ist. Deswegen ist es nicht einfach, ein solches Differenzialgetriebe in ein Übertragungssystem einzubauen, bei dem es viele Layout-Einschränkungen im Umfeld des Differenzialgetriebes gibt, und außerdem kann sein Einbau zu Unannehmlichkeiten führen wie der, dass das ganze Übertragungssystem größer wird.
• Die prioritätsälteren, aber nachveröffentlichten DE 10 2013 215 886 A1 und DE 10 2014 000 499 A1 zeigen ein Planeten-Differenzialgetriebe bzw. ein Stirnrad-Differenzialgetriebe.
• Zusammenfassung der Erfindung
• Die vorliegende Erfindung hat zur Aufgabe, ein Differenzialgetriebe, wie es oben erwähnt ist, zur Verfügung zu stellen, das die oben aufgeführten Probleme lösen kann.
• Zur Lösung der Aufgabe wird ein Differenzialgetriebe gemäß Anspruch 1 angegeben.
• Da hierbei ein Paar Seitenräder Wellenteile, die jeweils mit einer der Abtriebswellen verbunden sind, und Mittelwandteile, die jeweils die Form einer flachen sich mit der Achsenlinie der Abtriebswellen schneidenden Platte haben und die Wellenteile mit den Verzahnungen der Seitenräder, die von diesen Wellenteilen in Radialrichtung des Antriebselements nach außen versetzt sind, zu einer Einheit verbinden, besitzt und diese Mittelwandteile so ausgebildet sind, dass ihre Breite in Radialrichtung größer als der größte Durchmesser des Ritzels ist, kann der Durchmesser der Seitenräder gegenüber dem des Ritzels möglichst groß ausgelegt werden und die Zähnezahl der Seitenräder ausreichend größer als die des Ritzels gemacht werden, so dass die Belastung des Ritzelschafts bei der Drehmomentübertragung vom Ritzel auf die Seitenräder reduziert und damit der effektive Durchmesser des Ritzelschafts und folglich die Breite des Ritzels in Achsenrichtung der Abtriebswellen verkleinert werden kann. Da ferner die auf die Seitenräder wirkende Gegenkraft sinkt, wenn die Belastung des Ritzelschafts wie oben aufgeführt reduziert wird, und außerdem der Mittelwandteil oder der Rücken der Verzahnung von dem Seitwandteil des Abdeckungsteils gestützt wird, kann der Mittelwandteil ausreichend dünnwandig ausgebildet werden, während die Festigkeit, mit der die Seitenräder gestützt werden, sichergestellt wird. Da außerdem die Seitenwandteile der Abdeckungsteile so in Plattenform ausgebildet sind, dass ihre Außenseiten zur Achsenlinie der Abtriebswellen orthogonale ebene Flächen bilden, können die Abdeckungsseitenwandteile dünner gemacht werden. Aus dem oben Aufgeführten ergibt sich, dass das Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung insgesamt ausreichend schmal in Achsenrichtung der Abtriebswellen gemacht und gleichzeitig eine mit konventionellen Differenzialgetrieben vergleichbare Festigkeit (z.B. Festigkeit gegenüber einer statischen Torsionslast) und ein vergleichbarer Maximalwert der Drehmomentübertragung sichergestellt werden kann, so dass das Differenzialgetriebe auch in ein Übertragungssystem, bei dem es viele Layout-Einschränkungen im Umfeld des Differenzialgetriebes gibt, mit großer Freiheit und ohne Schwierigkeit eingebaut werden kann und das Differenzialgetriebe sehr vorteilhaft für eine kompaktere Gestaltung des Übertragungssystems ist.
• Ferner ist bei dem Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung vorzugsweise bei mindestens einem der genannten Seitenräder der genannte Mittelwandteil so ausgebildet, dass seine größte Wandstärke in Achsenrichtung der Abtriebswellen kleiner als der effektive Durchmesser des Ritzelschafts ist. (Dies ist das zweite Merkmal.)
• Da mit dem zweiten Merkmal bei den Seitenrädern die größte Wandstärke der Mittelwandteile, die wie oben aufgeführt schon dünnwandig ausgebildet sind, noch kleiner als der effektive Durchmesser des Ritzelschafts, der selber kleiner gemacht werden kann, gemacht wird, kann die Breite des Differenzialgetriebes in Achsenrichtung noch weiter reduziert werden.
• Ferner ist das Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung vorzugsweise so gestaltet, dass das genannte Antriebselement am äußeren Umfang eine Antriebsverzahnung, über die von einer Kraftquelle ein Drehmoment übertragen wird, besitzt und die genannten Seitenwandteile der genannten Abdeckungsteile so angeordnet sind, dass sie innerhalb der Breite des genannten Antriebselements in Achsenrichtung der Abtriebswellen liegen. (Dies ist das dritte Merkmal.)
• Da aufgrund des dritten Merkmals die Seitenwandteile der Abdeckungsteile so angeordnet sind, dass sie in Achsenrichtung der Abtriebswellen innerhalb der Breite des Antriebselements, das am äußeren Umfang eine Antriebsverzahnung besitzt, liegen und somit vermieden wird, dass die Abdeckungsseitenwandteile in der Achsenrichtung der Abtriebswellen nach außen hervorstehen, kann eine weitere Reduzierung der Breite des Differenzialgetriebes in Achsenrichtung der Abtriebswellen erreicht werden.
• Ferner ist bei dem Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung vorzugsweise die Beziehung $$\text{d}3\geqq \mathrm{3,74}\cdot \text{d}2+20\text{mm}$$

  

  erfüllt, wobei d2 der effektive Durchmesser des Ritzelschafts in Millimeter und d3 die Lastpunkt-Länge des Ritzels in Millimeter ist. (Dies ist das vierte Merkmal.)
• Da aufgrund des vierten Merkmals bei dem Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung die Beziehung d3 ≧ 3,74 · d2 + 20 erfüllt ist, wobei d2 der effektive Durchmesser des Ritzelschafts und d3 die Lastpunkt-Länge des Ritzels ist, kann die Lastpunkt-Länge des Ritzels ausreichend groß und das Differenzialgetriebe in Achsenrichtung der Abtriebswellen ausreichend schmal gemacht werden, während eine im Vergleich mit konventionellen Differenzialgetrieben gleiche oder bessere Festigkeit gegenüber einer statischen Torsionslast sichergestellt wird.
• Ferner verhält es sich bei dem Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung vorzugsweise so, dass die Beziehungen $$\begin{array}{l}\text{Z}1/\text{Z}2\geqq 2\\ \text{PCD}\geqq \mathrm{6,17}\cdot \left(\text{Z}1/\text{Z}2\right)+20\text{mm}\end{array}$$

  

  erfüllt sind, wobei PCD der Teilkegelabstand des Ritzels in Millimeter, Z2 die Zähnezahl eines Ritzels und Z1 die Zähnezahl eines Seitenrads ist. (Dies ist das fünfte Merkmal.)
• Da aufgrund des fünften Merkmals die Beziehungen Z1 / Z2 ≧ 2 und PCD ≧ 6,17 · (Z1 / Z2) + 20 erfüllt sind, wobei PCD der Teilkegelabstand des Ritzels in Millimeter, Z2 die Zähnezahl des Ritzels und Z1 die Zähnezahl eines Seitenrads ist, kann das Differenzialgetriebe in Achsenrichtung der Abtriebswellen ausreichend schmal gemacht werden, während ein im Vergleich mit konventionellen Differenzialgetrieben gleicher oder größerer Maximalwert der Drehmomentübertragung sichergestellt wird.
• Im Übrigen ist der „effektive Durchmesser eines Ritzelträgerteils“ der Außendurchmesser d2 des Ritzelschafts, der von dem Ritzel getrennt oder mit ihm zusammen in Einheit gebildet wird.
• Ferner wird ein Differenzialgetriebe gemäß Anspruch 6 angegeben. (Dies ist das sechste Merkmal.)
• Mit dem sechsten Merkmal kann das Differenzialgetriebe insgesamt ausreichend schmal in Achsenrichtung der Abtriebswellen gemacht und gleichzeitig eine mit konventionellen Differenzialgetrieben vergleichbare Festigkeit (z.B. Festigkeit gegenüber einer statischen Torsionslast) und ein vergleichbarer Maximalwert der Drehmomentübertragung sichergestellt werden, so dass das Differenzialgetriebe auch in ein Übertragungssystem, bei dem es viele Layout-Einschränkungen im Umfeld des Differenzialgetriebes gibt, mit großer Freiheit und ohne Schwierigkeit eingebaut werden kann und das Differenzialgetriebe sehr vorteilhaft für eine kompaktere Gestaltung des Übertragungssystems ist.
• Ferner erfüllt das Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung vorzugsweise Z1 / Z2 ≧ 4. (Dies ist das siebte Merkmal.)
• Ferner erfüllt das Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung vorzugsweise Z1 / Z2 ≧ 5,8 . (Dies ist das achte Merkmal.)
• Mit dem genannten siebten und dem genannten achten Merkmal kann das Differenzialgetriebe insgesamt ausreichend schmal in Achsenrichtung der Abtriebswellen gemacht und gleichzeitig eine mit konventionellen Differenzialgetrieben vergleichbare Festigkeit (z.B. Festigkeit gegenüber einer statischen Torsionslast) und ein vergleichbarer Maximalwert der Drehmomentübertragung sichergestellt werden.
• Die oben genannten und weiteren Ziele, Merkmale und Vorteile der vorliegenden Erfindung dürften durch die ausführliche Erläuterung von geeigneten Ausführungsbeispielen klar werden, die im Folgenden anhand der beigefügten Figuren gegeben wird.
• Figurenliste
• 1 ist ein Längsschnitt (Schnitt entlang der Linie 1 - 1 in 2) durch das Differenzialgetriebe und seine Umgebung einer Ausführungsform der vorliegenden Erfindung,
• 2 ist eine Seitenansicht, teilweise weggebrochen, (Schnitt entlang der Linie 2 - 2 in 1) des genannten Differenzialgetriebes,
• 3A und 3B zeigen zwei Varianten eines Antriebselements des genannten Differenzialgetriebes, wobei die innere Mantelfläche des Antriebselements in 3A mit zwei miteinander verbundenen Kreisbögen gleichen Durchmessers und in 3B mit einer Ellipse gebildet wird,
• 4 zeigt in einer Seitenansicht entsprechend zu 2 eine Variante eines Abdeckungsteils des genannten Differenzialgetriebes,
• 5A bis 5D zeigen weitere Varianten des genannten Differenzialgetriebes, wobei in der Variante von 5A in einem Abdeckungsteil eine Nut zum Halten einer Unterlegscheibe ausgebildet ist, in der Variante von 5B im Rücken einer Verzahnung eines Seitenrads eine Nut zum Halten einer Unterlegscheibe ausgebildet ist, in der Variante von 5C eine Unterlegscheibe an einem hervorragenden Teil der Innenfläche eines Abdeckungsteils positioniert ist und gehalten wird, so dass sich eine Nut zum Halten der Unterlegscheibe erübrigt, und in der Variante von 5D der Durchmesser eines Ritzelschafts in einem Mittelteil verringert ist und hier der Mittelwandteil eines Seitenrads näher zum Ritzelschaft gebracht ist,
• 6A bis 6D zeigen zur Erläuterung des Verfahrens ein Beispiel für die Verfahrensschritte zur Montage des genannten Differenzialgetriebes,
• 7 ist ein Teil eines Schnitts entsprechend 1 und zeigt eine Variante eines Ritzelträgerteils des genannten Differenzialgetriebes,
• 8A bis 8C sind Diagramme, die Beispiele für die Einstellgrößen des Differenzialgetriebes der vorliegenden Ausführungsform mit denen herkömmlicher Differenzialgetriebe vergleichen, wobei 8A den Zusammenhang zwischen dem Ritzelschaftdurchmesser und der Lastpunkt-Länge eines Ritzels zeigt, 8B den Zusammenhang zwischen dem Übersetzungsverhältnis von Seitenrad und Ritzel und dem Teilkegelabstand eines Ritzels zeigt und 8C den Zusammenhang zwischen dem genannten Übersetzungsverhältnis und der Breite des Differenzialgetriebes in Achsenrichtung zeigt,
• 9 ist ein Teil eines Schnitts entsprechend 1 und zeigt eine Variante der Seitenräder und Abdeckungsteile des genannten Differenzialgetriebes,
• 10 ist ein Längsschnitt, der ein Beispiel für ein herkömmliches Differenzialgetriebe zeigt,
• 11 ist ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen der Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit und dem Übersetzungsverhältnis bei einer Zähnezahl der Ritzel von 10 zeigt,
• 12 ist ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen den Veränderungsraten von Zahnradfestigkeit und Teilkegelabstand zeigt,
• 13 ist ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen der Veränderungsrate des Teilkegelabstands und dem Übersetzungsverhältnis, um die Zahnradfestigkeit bei einer Zähnezahl der Ritzel von 10 zu 100% aufrechtzuerhalten, zeigt,
• 14 ist ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen dem Verhältnis von Schaftdurchmesser zu Teilkegelabstand und dem Übersetzungsverhältnis bei einer Zähnezahl der Ritzel von 10 zeigt,
• 15 ist ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen dem Verhältnis von Schaftdurchmesser zu Teilkegelabstand und dem Übersetzungsverhältnis bei einer Zähnezahl der Ritzel von 6 zeigt,
• 16 ist ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen dem Verhältnis von Schaftdurchmesser zu Teilkegelabstand und dem Übersetzungsverhältnis bei einer Zähnezahl der Ritzel von 12 zeigt,
• 17 ist ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen dem Verhältnis von Schaftdurchmesser zu Teilkegelabstand und dem Übersetzungsverhältnis bei einer Zähnezahl der Ritzel von 20 zeigt.
• Erläuterung bevorzugter Ausführungsbeispiele
• Im Folgenden werden Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung erläutert unter Benutzung von bevorzugten Ausführungsbeispielen der vorliegenden Erfindung, die in den beigefügten Figuren gezeigt werden.
• Zunächst wird in 1 und 2 ein Differenzialgetriebe D betrachtet, das dazu dient, das von einem in einem Fahrzeug eingebauten (und in den Figuren nicht gezeigten) Motor gelieferte Antriebsdrehmoment auf ein Paar Abtriebswellen A zu verteilen, die jeweils rechts und links mit einer Achse eines Achsenpaars in Reihe verbunden sind, und dadurch eine rechte und eine linke Achse so anzutreiben, dass an ihnen voneinander verschiedene Drehungen möglich sind, und das von einem Getriebegehäuse 1 umschlossen und getragen wird, das z.B. mittig im hinteren Fahrzeugteil befestigt ist.
• Dieses Differenzialgetriebe D ist ausgestattet mit mehreren Ritzeln P, einem Ritzelschaft PS als Ritzelträgerteil, der die Ritzel P frei drehbar trägt, einem Antriebselement I in Form eines kurzen Zylinders, das den Ritzelschaft PS so hält, dass es sich zusammen mit diesem Ritzelschaft PS drehen kann, einem Paar Seitenräder S rechts und links davon, die jeweils von rechts und links in die Ritzel greifen und jeweils rechts und links mit einer Abtriebswelle des Abtriebswellenpaars A verbunden sind, und einem Paar von Abdeckungsteilen C, C', die jeweils rechts und links die Außenseite eines Rads der beiden Seitenräder S abdecken und sich mit dem Antriebselement I in Einheit drehen und so mit dem Antriebselement I zusammen ein Differenzialgehäuse DC bilden.
• Im Übrigen wird mit der vorliegenden Ausführungsform der Fall eines Differenzialgetriebes mit zwei Ritzeln gezeigt, bei dem der als Ritzelträgerteil verwendete Ritzelschaft PS als geradliniger Stab, der sich entlang eines Durchmessers des Antriebselements I erstreckt, ausgebildet ist und an jedem der beiden Enden ein Ritzel P trägt, es können aber auch drei oder mehr Ritzel angebracht werden. In diesem Fall wird der Ritzelschaft PS so gebildet, dass entsprechend zu den drei oder mehr Ritzeln drei oder mehr radiale Abzweigungen von der Rotationsachse L des Antriebselements I gebildet werden, so dass sich eine Form sich schneidender Stäbe (bei vier Ritzeln P z.B. ein Kreuz) ergibt, die an den Enden jeweils ein Ritzel P halten.
• Ferner können die Ritzel P direkt auf den Ritzelschaft PS gesteckt oder mit einem zwischen beiden eingefügten Lagermittel (nicht in den Figuren gezeigt) wie einer Lagerbuchse angebracht werden. Ferner kann der Ritzelschaft PS wie bei dem in der Figur gezeigten Beispiel stabförmig mit einem auf der ganzen Länge gleichen Durchmesser oder stabförmig mit Abstufungen ausgebildet werden.
• Das genannte Differenzialgehäuse DC wird mit Hilfe von Lagern 2 rechts und links frei drehbar vom Getriebegehäuse 1 gehalten. Ferner gibt es im Getriebegehäuse 1 Durchbohrungen 1a, in die jeweils eine der Abtriebswellen A eingesetzt wird, wobei ein ringförmiges Dichtungselement 3, das zwischen dem inneren Umfang einer Durchbohrung 1a und dem äußeren Umfang der jeweiligen Abtriebswelle A angebracht wird, den Zwischenraum abdichtet. Ferner ist am Boden des Getriebegehäuses 1 eine Ölwanne (nicht in der Figur gezeigt) angebracht, die mit einer bestimmten Menge Schmieröl gefüllt wird; dadurch, dass dieses Schmieröl durch die Rotation des Differenzialgehäuses DC und anderer rotierender Elemente im Umfeld des Differenzialgetriebes D herumgeschleudert wird, werden die gekoppelten mechanischen Teile, die sich inner- und außerhalb des Differenzialgehäuses DC befinden, geschmiert.
• Am äußeren Umfang des Antriebselements I ist eine Antriebsverzahnung Ig als letztes angetriebenes Zahnrad angebracht, in die ein Antriebsrad (nicht in der Figur gezeigt) greift, das von der Antriebskraft des Motors zur Rotation gebracht wird. Im Übrigen ist diese Eingangsverzahnung Ig in der vorliegenden Ausführungsform direkt am Antriebselement I am äußeren Umfang in voller Breite (d.h. der vollen Breite in Achsenrichtung) ausgebildet, aber die Eingangsverzahnung Ig kann auch mit einer geringeren Breite als der des Antriebselements I gebildet werden oder unabhängig vom Antriebselement I gebildet und nachträglich am Außenumfang des Antriebselements I befestigt werden.
• Die Ritzel P und die Seitenräder S in der vorliegenden Ausführungsform sind ferner als Kegelräder ausgebildet und werden jeweils in Gänze einschließlich der Verzahnung durch umformende Verarbeitung wie Schmieden usw. hergestellt. Deswegen kann die Verzahnung der Ritzel P und der Seitenräder S anders, als wenn sie spanend hergestellt wird, ohne durch die Bearbeitung bedingte Beschränkung mit einem beliebigen Übersetzungsverhältnis und hoher Präzision gebildet werden.
• Ferner bestehen die Räder des genannten Seitenräderpaars S jeweils aus einem zylindrischen Wellenteil Sj, in den das innere Ende der jeweiligen Abtriebswelle A mit einer Kerbverzahnung 4 eingepasst ist, einer ringförmigen Verzahnung Sg, die in die Ritzel P greift und sich an einer von diesem Wellenteil Sj nach außen in Radialrichtung des Antriebselements I entfernten Position befindet, und einem als flache ringförmige Platte ausgebildeten Mittelwandteil Sw, der orthogonal zur Achse L der Abtriebswellen A ist und den Raum zwischen dem Wellenteil Sj und der Verzahnung Sg schließt und mit diesen eine Einheit bildet.
• Der Mittelwandteil Sw ist so gestaltet, dass seine Breite t1 in Radialrichtung größer ist als der größte Durchmesser d1 eines Ritzels P und seine größte Wandstärke t2 in Richtung der Abtriebswellen A kleiner ist als der effektive Durchmesser d2 des Ritzelschafts PS (siehe 1). Der Durchmesser der Seitenräder S kann dadurch wie später beschrieben groß genug ausgelegt werden, um die Zähnezahl Z1 der Seitenräder S ausreichend größer als die Zähnezahl Z2 der Ritzel P zu machen, und die Seitenräder S können in der Achsenrichtung der Abtriebswellen A ausreichend dünnwandig ausgebildet werden.
• Ferner wird der Abdeckungsteil C des genannten Abdeckungsteilpaars C, C' getrennt vom Antriebselement I hergestellt und mit Hilfe von Bolzen b abnehmbar mit dem Antriebselement I verbunden, wobei neben der Schraubverbindung verschiedene andere Verbindungsmethoden wie z.B. Schweißen oder Nieten verwendet werden können. Weiter wird der andere Abdeckungsteil C' mit dem Antriebselement I als Einheit gebildet. Im Übrigen ist es auch möglich, den genannten anderen Abdeckungsteil C' genauso wie den genannten Abdeckungsteil C getrennt vom Antriebselement I herzustellen und mit Bolzen b oder einer anderen Verbindungsmethode am Antriebselement I zu befestigen.
• Ferner sind die Abdeckungsteile C, C' jeweils mit einer zylinderförmigen Nabenbuchse Cb, die den Wellenteil Sj der Seitenräder S konzentrisch umgibt und frei drehbar trägt, und einem plattenförmigen Seitenwandteil Cs, dessen Außenseite eine ebene Fläche ist, die orthogonal zur Drehachse L des Antriebselement I ist, und der mit dem in Achsenrichtung inneren Ende der Nabenbuchse Cb zu einer Einheit verbunden ist, ausgestattet, wobei der Seitenwandteil Cs der Abdeckungsteile C, C' so angeordnet ist, dass er sich innerhalb der Ausdehnung des Antriebselements I (also der Antriebsverzahnung Ig) in Achsenrichtung der Abtriebswellen A befindet. Dies verhindert, dass der Seitenwandteil Cs der Abdeckungsteile C, C' nach außen in Drehachsenrichtung über ein Ende des Antriebselements I herausragt, und ist damit vorteilhaft für die Verkleinerung der Breite des Differenzialgetriebes D in Achsenrichtung der Abtriebswellen.
• Weiter wird, was den Rücken des Mittelwandteils Sw und den Rücken der Verzahnung Sg der Seitenräder S angeht, mindestens eine dieser Stellen von der Innenfläche des Seitenwandteils Cs der Abdeckungsteile C, C' mit Hilfe einer Unterlegscheibe W frei drehbar gestützt. Im Übrigen ist es möglich, die Unterlegscheibe W wegzulassen und, was den Rücken des Mittelwandteils Sw und den Rücken der Verzahnung Sg der Seitenräder S angeht, mindestens eine dieser Stellen von der genannten Innenfläche des Seitenwandteil Cs direkt frei drehbar stützen zu lassen. Ferner ist es auch möglich, den Wellenteil Sj der Seitenräder S mit Hilfe eines Lagers von der Nabenbuchse Cb der Abdeckungsteile C, C' stützen zu lassen.
• Im Übrigen umgibt das Antriebselement I die Seitenräder S über den gesamten Umfang so, dass sich seine innere Mantelfläche Ii nahe an dem äußeren Mantelteil der Seitenräder S befindet. Außerdem sind wie auch aus 2 ersichtlich bestimmte innere Mantelteile Iia der inneren Mantelfläche Ii des Antriebselements I speziell im Umfeld der Ritzel P so konkav geformt, dass sie von der Drehachse L des Antriebselements I weiter als der sonstige innere Mantelbereich entfernt sind und so Ölreservoire bilden. Daher kann in diesen Ölreservoirbereichen Schmieröl durch die Fliehkraft aufgrund der Rotation des Antriebselements I effektiv gesammelt und gespeichert werden und eine große Menge des Schmieröls, das sich dort ansammelt, kann den Ritzeln P und ihrem Umfeld effizient zugeführt werden, so dass auch unter harten Betriebsbedingungen bei Rotation der Ritzel P mit hoher Geschwindigkeit usw. die gleitenden Teile der Ritzel P und die Teile der Ritzel P, in die die Seitenräder S greifen, ausreichend mit Schmieröl versorgt werden und ein Festfressen der gleitenden und ineinander greifenden Teile wirksam verhindert wird.
• Besonders bei dem Differenzialgetriebe D nach der vorliegenden Ausführungsform kann wie oben ausgeführt der Durchmesser der Seitenräder S (folglich des Differenzialgehäuses DC) ausreichend groß ausgelegt werden und durch die deshalb große Fliehkraft effizient eine große Menge Schmieröl in den bestimmten inneren Mantelbereichen Iia (Ölreservoirbereichen) des Antriebselements I gesammelt werden, so dass ein bedeutender Effekt zur Verhinderung des Festfressens der Ritzel P erzielt wird und zwar auch, wenn der Durchmesser der Seitenräder vergrößert wird und sich dadurch die Ritzel mit hoher Geschwindigkeit drehen.
• In der vorliegenden Ausführungsform werden bestimmte innere Mantelbereiche Iia, die wie angegeben als Ölreservoirbereiche dienen, dadurch gebildet, dass ihr kreisbogenförmiger Querschnitt, der orthogonal zur Drehachse L des Antriebselements I ist, einen größeren Krümmungsgrad als die anderen inneren Mantelbereiche erhält. In der vorliegenden Ausführungsform (2) werden dazu die bestimmten inneren Mantelbereiche Iia mit einem ersten Kreisbogen, der einen relativ kleinen Durchmesser hat und dessen Mittelpunkt O' in dem zuvor genannten Querschnitt von der Drehachse L des Antriebselements I weg hin zur Seite des jeweiligen Ritzels P versetzt ist, und die zuvor genannten sonstigen inneren Mantelbereiche mit einem zweiten Kreisbogen, der einen größeren Durchmesser als der genannte erste Kreisbogen hat und dessen Mittelpunkt O auf der Drehachse L des Antriebselements I liegt, gebildet. Dadurch können die bestimmten inneren Mantelbereiche Iia (Ölreservoirbereiche), auch wenn sie in Umfangsrichtung auf einen relativ engen Bereich begrenzt werden, zur von der Drehachse L des Antriebselements I entfernten Seite hin ausreichend tief angelegt werden, so dass dorthin genügend Schmieröl gebracht werden kann. Außerdem können Kosten eingespart werden, da die bestimmten inneren Mantelbereiche Iia einfach mit einer Mehrzweckvorrichtung wie einer Drehmaschine usw. in die innere Mantelfläche Ii des Antriebselements I eingearbeitet werden können.
• Im Übrigen werden in den 3A und 3B andere Varianten der inneren Mantelform des Antriebselements I gezeigt. Was 3A betrifft, so wird die innere Mantelfläche Ii des Antriebselements I durch mehrere (im Beispiel der Figur zwei) miteinander verbundene Kreisbögen gleichen Durchmessers gebildet, deren Mittelpunkte O'' im Querschnitt, der orthogonal zur Drehachse L des Antriebselements I ist, von der Drehachse L weg hin zur Seite der Ritzel P versetzt sind, wobei der in Umfangsrichtung zentrale Bereich des jeweiligen Kreisbogens als der genannte bestimmte innere Mantelbereich Iia definiert ist. Mit einer solchen inneren Mantelform des Antriebselements I können die bestimmten inneren Mantelbereiche Iia (Ölreservoirbereiche) nicht nur einfach mit einer Mehrzweckvorrichtung wie einer Drehmaschine usw. in die innere Mantelfläche Ii des Antriebselements I eingearbeitet werden, sondern für die Bildung der Kreisbogenflächen können auch gemeinsame Werkzeuge wie Bohrer usw. verwendet werden, da die genannten mehreren Kreisbögen gleichen Durchmesser haben, so dass weiter an den Kosten gespart werden kann.
• Weiter ist die innere Mantelfläche Ii des Antriebselements I in 3B mit einer Ellipse gebildet, deren Hauptachse im Querschnitt, der zur Drehachse L des Antriebselements I orthogonal ist, mit der Achse des Ritzelschafts PS übereinstimmt, wobei die Endbereiche auf der Seite der Hauptachse der Ellipse als die genannten bestimmten inneren Mantelbereiche Iia definiert sind.
• Im Übrigen sind für die innere Mantelform des Antriebselements I neben den Ausführungsformen, die in den 2, 3A und 3B gezeigt werden, verschiedene andere Varianten vorstellbar, z.B. eine Ovalform (nicht in den Figuren gezeigt) der Art, dass dafür in dem zuvor genannten Querschnitt ein Paar Halbkreisbögen und ein Paar kurze Geraden miteinander verbunden werden, wobei in diesem Fall der in Umfangsrichtung zentrale Bereich des jeweiligen Kreisbogens als der genannte bestimmte innere Mantelbereich Iia definiert ist. Ferner obwohl in der vorliegenden Ausführungsform der Übergang zwischen den genannten bestimmten inneren Mantelbereichen Iia und den sonstigen inneren Mantelbereichen stufenlos ist, können hier auch Stufen ausgebildet werden.
• Als Nächstes wird erläutert, wie die Montage des Ritzelschafts PS als Ritzelträgerteil an dem Antriebselement I aufgebaut ist. Die beiden Enden des Ritzelschafts PS werden jeweils mittels eines Montagekörpers T mit dem Antriebselement I verbunden und von diesem gehalten, wobei der Montagekörper T mit einer Aufnahmebohrung Th versehen ist, die ein Ende des Ritzelschafts PS mit seinem ganzen Umfang passend aufnehmen und halten kann (siehe 1). Ferner sind an der inneren Mantelfläche Ii des Antriebselements I Montagenute la mit einem Querschnitt in rechteckiger U-form angelegt, die eine Öffnung in der Seitenfläche des Antriebselements I auf der Seite des einen Abdeckungsteils C haben und sich in Achsenrichtung der Abtriebswellen A erstrecken; in diese Montagenute Ia wird von der genannten Öffnung aus jeweils ein genannter quaderförmiger Montagekörper T geschoben. Die Befestigung der Montagekörper T am Antriebselement I erfolgt dadurch, dass der genannte eine Abdeckungsteil C mit Bolzen b am Antriebselement I befestigt wird, während die Montagekörper T in die Montagenute Ia des Antriebselements I eingeschoben sind.
• Mit dem oben aufgeführten Aufbau der Montage des Ritzelschafts PS am Antriebselement I ist es möglich, den Ritzelschaft PS einfach und stark mit Hilfe der blockförmigen Montagekörper T, die die Enden des Ritzelschafts PS mit ihrem ganzen Umfang passend aufnehmen und halten können, mit den Montagenuten Ia des Antriebselements I zu verbinden und dort zu befestigen, so dass der Ritzelschaft PS mit hoher Festigkeit mit dem Antriebselement I verbunden und von diesem gehalten werden kann, ohne dass für die Unterstützung des Ritzelschafts Durchbohrungen im Antriebselement I gebildet werden müssen und die Effizienz der Montagearbeit leidet. Außerdem ermöglicht die vorliegende Ausführungsform eine Vereinfachung des Aufbaus, da der Abdeckungsteil C die Außenseite des einen Seitenrads S abdeckt und gleichzeitig als Mittel zur Befestigung der Montagekörper T dient, indem er verhindert, dass diese herausfallen.
• Somit entsteht in dem Zustand, in dem die beiden Enden des Ritzelschafts PS mittels der Montagekörper T mit dem Antriebselement I verbunden sind und von diesem gehalten werden, zwischen dem äußeren Ende (d.h. der in Radialrichtung des Antriebselements I außen liegenden Endfläche) eines vom Ritzelschaft PS frei drehbar unterstützten Ritzels P und der inneren Mantelfläche (d.h. dem jeweiligen bestimmten inneren Mantelflächenbereich Iia) des Antriebselements I ein Spalt 10 in radialer Richtung. Da sich in dem Spalt 10 leicht Schmieröl ansammeln kann, wirkt dies dahin, ein Festfressen des am Spalt 10 liegenden Endes eines Ritzels P und seiner Umgebung zu verhindern.
• Im Übrigen ist der Seitenwandteil Cs des genannten einen Abdeckungsteils C so aufgebaut, dass er in ersten bestimmten Bereichen, die Bereiche einschließen, die sich in der Seitenansicht von außen in Achsenrichtung der Abtriebswellen A (d.h. wie in 2) gesehen mit den Ritzeln P überlappen, mit Ölrückhalteteilen 7, die die Rückseite des Seitenrads S verdecken, und in zweiten bestimmten Bereichen, die sich in der genannten Seitensicht nicht mit den Ritzeln P überlappen, mit Aussparungen 8, die die Rückseite des Seitenrads S zum Außenbereich des Differenzialgehäuses DC hin offen legen, und mit Verbindungsarmen 9, die von den genannten Ölrückhalteteilen 7 in der Umfangsrichtung des Antriebselements I abgesetzt sind und sich in die Radialrichtung des Antriebselements I erstrecken und den Nabenbuchsenteil Cb mit dem Antriebselement I verbinden, ausgestattet ist. In anderen Worten ist die Form des Aufbaus so, dass dadurch, dass der im Wesentlichen scheibenförmige Seitenwandteil Cs des genannten einen Abdeckungsteils C in Umfangsrichtung in Abständen mit mehreren der genannten Aussparungen 8 in der Art von Nuten versehen wird, auf der einen Seite von jeder Aussparung 8 in Umfangsrichtung ein Ölrückhalteteil 7 und auf anderen Seite ein Verbindungsarm 9 ausgebildet ist.
• Ferner sind die Aussparungen 8 bei der vorliegenden Ausführungsform nutenartig so ausgebildet, dass sie am Außenmantel des Seitenwandteil Cs ein offenes Ende besitzen und sich im Wesentlichen in eine Richtung, die in der Seitensicht orthogonal zum Ritzelschaft PS ist, erstrecken, wodurch der jeweilige an einer Aussparung 8 liegende Ölrückhalteteil 7 in Umfangsrichtung so lang wie möglich ausgebildet ist und wie im Folgenden erläutert der Ölrückhalteeffekt der Ölrückhalteteile 7 gesteigert wird.
• Mit dieser Form des Aufbaus des Seitenwandteils Cs, insbesondere mit den Ölrückhalteteilen 7, kann das Schmieröl, das dazu tendiert, unter der Fliehkraft aufgrund der Rotation des Antriebselements I in Radialrichtung nach außen zu wandern, leichter an einem Ritzel P und seinem Umfeld gehalten werden. Somit kann das Schmieröl in Verbindung mit dem oben aufgeführten konzentrierten Ölrückhalteeffekt von den bestimmten inneren Mantelbereichen Iia (Ölreservoiren) des Antriebselements I unter Nutzung der Fliehkraft noch effektiver zu den Ritzeln P und ihrem Umfeld gebracht werden, so dass auch unter harten Betriebsbedingungen bei Rotation der Ritzel P mit hoher Geschwindigkeit usw. die gleitenden Teile der Ritzel P und die Teile der Ritzel P, in die die Seitenräder S greifen, ausreichend mit Schmieröl versorgt werden und ein Festfressen der gleitenden und ineinander greifenden Teile wirksam verhindert wird.
• Da außerdem der Abdeckungsteil C mit den genannten Aussparungen 8 ausgestattet ist, kann das Schmieröl durch diese Aussparungen 8 in das Differentialgehäuse DC hinein und aus dem Differentialgehäuse DC heraus fließen, so dass das Schmieröl angemessen ausgetauscht/gekühlt und eine Verschlechterung des Öls wirksam verhindert werden kann. Da außerdem keine größere Menge Schmieröl in dem Differentialgehäuse DC eingeschlossen werden muss und der Abdeckungsteil C selber um die Aussparungen 8 erleichtert ist, wird so ein entsprechender Beitrag zur Gewichtsreduzierung des Differenzialgetriebes D geleistet.
• Im Übrigen sind die genannten Aussparungen 8 in der vorliegenden Ausführungsform so nutenartig ausgebildet, dass das jeweilige Ende am Außenumfang des Seitenwandteils Cs offen ist, sie können aber auch als Durchbohrungen ausgebildet werden, bei denen das Ende am Außenumfang nicht offen ist. Ferner in der vorliegenden Ausführungsform sind nur im Seitenwandteil Cs des einen Abdeckungsteils C Aussparungen 8 angelegt, während der Seitenwandteil Cs des anderen Abdeckungsteils C' eine Scheibenform ohne Aussparungen hat (also den Mittelwandteil Sw und den gesamten Rücken der Verzahnung Sg der Seitenräder S abdeckt), aber an dem Seitenwandteil Cs des anderen Abdeckungsteils C' können auch Aussparungen 8 gebildet werden, in welchem Fall dann die Ölrückhalteteile 7 und Verbindungsarme 9 als integrale Teile des Antriebselements I ausgebildet werden.
• Ferner erstrecken sich die Ölrückhalteteile 7 in der vorliegenden Ausführungsform genauso wie die Verbindungsarme 9 zwischen dem Nabenbuchsenteil Cb des Abdeckungsteils C und dem Antriebselement I und verbinden diese. Dadurch, dass der Abdeckungsteil C an den Ölrückhalteteilen 7 mit dem Antriebselement I verbunden wird, kann das Schmieröl, das dazu tendiert, unter der Fliehkraft aufgrund der Rotation des Antriebselements I in Radialrichtung nach außen zu wandern, leichter dazu gebracht werden, sich in den von den Ölrückhalteteilen 7 und dem Antriebselement I begrenzten Räumen aufzuhalten und an den Ritzeln P und ihrem Umfeld zu bleiben.
• Im Übrigen ist der Aufbau der Verbindung der Ölrückhalteteile 7 und der Verbindungsarme 9 mit dem Antriebselement I so wie der oben dargestellte Aufbau der Verbindung des Abdeckungsteils C mit dem Antriebselement I. Das heißt, die Ölrückhalteteile 7 sowie die Verbindungsarme 9 können als Einheit mit dem Antriebselement I gebildet werden oder in einer anderen Gestaltung getrennt von diesem, in welchem Fall sie durch Verschraubung z.B. mittels Bolzen b usw. oder mit Hilfe einer anderen von verschiedenen Verbindungsmethoden (z.B. Schweißen, Nieten usw.) angebunden werden.
• Wenn wie in der vorliegenden Ausführungsform der Abdeckungsteil C zusätzlich zu den Ölrückhalteteilen 7 die Verbindungsarme 9, die den Nabenbuchsenteil Cb mit dem Antriebselement I verbinden, als integrale Teile enthält, werden neben der Festigkeit der Verbindung des Abdeckungsteils C mit dem Antriebselement I die Festigkeit des den Rücken des Seitenrads S stützenden Abdeckungsteils C selber sowie die Festigkeit, mit der das Seitenrad S gestützt wird, erhöht. Im Übrigen sind die Verbindungsarme 9 für den Abdeckungsteil C nicht unentbehrlich, so dass eine andere Ausführungsform, in der sie weggelassen werden, auch realisierbar ist. Wenn ferner der Abdeckungsteil C speziell mit Verbindungsarmen 9 ausgestattet wird, ist auch eine andere Ausführungsform, in der die Ölrückhalteteile 7 nicht mit dem Antriebselement I verbunden werden, realisierbar.
• Außerdem hat der Abdeckungsteil C der vorliegenden Ausführungsform in den Randbereichen der Aussparungen 8 schräge Flächen zur Ölführung f, die das Schmieröl während der Rotation des Antriebselements I ins Innere des Antriebselements I leiten können. Diese schrägen Ölführungsflächen f bestehen aus geneigten Flächen, die in einer Schnittansicht (siehe den Teilschnitt in 2), die die Ölrückhalteteile 7 und die Verbindungsarme 9 in der Umfangsrichtung des Antriebselements I quert, beim Ölrückhalteteil 7 und Verbindungsarms 9 jeweils von der äußeren zur inneren Seitenfläche auf die in Umfangsrichtung Mitte von Ölrückhalteteil 7 bzw. Verbindungsarm 9 zu geneigt sind. Diese schrägen Ölführungsflächen f ermöglichen so, dass Schmieröl von der Außenseite des Abdeckungsteils C kontinuierlich zur Innenseite fließen kann und der Schmiereffekt für die Ritzel P usw. damit erhöht wird.
• Ferner sind für die Form der Aussparungen 8 (und so der Ölrückhalteteile 7 und der Verbindungsarme 9) im Abdeckungsteil C verschiedene Varianten vorstellbar, sie ist nicht auf die der Ausführungsform in 2 beschränkt. So haben z.B. bei der Variante in 4 die Aussparungen 8 Fächerform mit einem Mittelpunktswinkel von ungefähr 90°, so dass sich die Ölrückhalteteile 7 und die Verbindungsarme 9 jeweils in Radialrichtung erstrecken (d.h. im Ganzen ein Kreuz bilden).
• Im Übrigen ist der Mittelwandteil Sw der Seitenräder S mindestens teilweise (in der vorliegenden Ausführungsform vollständig) als Dünnwandteil Swt ausgebildet, dessen Rückseite in Achsenrichtung der Abtriebswellen A weiter innen liegt als der Rücken der Verzahnung Sg (siehe 1). Auf der anderen Seite besitzt der Seitenwandteil Cs der genannten Abdeckungsteile C, C' (hier handelt es sich insbesondere beim Seitenwandteil Cs des genannten einen Abdeckungsteils C um die Ölrückhalteteile 7 und die Verbindungsarme 9) als integrale Teile einen Seitenwandteil Cso auf der Seite des äußeren Umfangs, dessen Innenseite dem Rücken der Verzahnung Sg des jeweiligen Seitenrads S gegenüberliegt, und einen Seitenwandteil Csi an der Seite des inneren Umfangs, dessen Innenseite dem Rücken des Mittelwandteils Sw des jeweiligen Seitenrads S gegenüberliegt. Weiter ist mindestens ein Teil (bei der vorliegenden Ausführungsform Alles) des Seitenwandteils Csi an der Seite des inneren Umfangs in Rotationsachsenrichtung dickwandiger als der Seitenwandteil Cso an der Seite des äußeren Umfangs ausgebildet und ragt zur Seite des zuvor genannten Dünnwandteils Swt heraus.
• Mit diesem Aufbau kann mindestens ein Teil des Mittelwandteils Sw eines Seitenrads S, der nicht so viel Festigkeit benötigt wie die Verzahnung Sg des Seitenrades S, zu einem Dünnwandteil Swt, der bezogen auf den Rücken der Verzahnung Sg nach innen zurückgesetzt ist, ausgebildet werden und der dem Dünnwandteil Swt entsprechende Seitenwandteil Csi an der Seite des inneren Umfangs der Abdeckungsteile C, C' dickwandiger gemacht werden, ohne ihn dabei in Achsenrichtung nach außen hervorstehen zu lassen, und so die Festigkeit, mit der der Abdeckungsteil C die Seitenräder S an dem dünnwandigen Mittelwandteil Sw unterstützt, ausreichend erhöht werden. Dies ist von sehr großem Vorteil, um die Stärke der Festigkeit des Seitenrads S und des Differenzialgehäuses DC sicherzustellen und gleichzeitig das Differenzialgetriebe D in Achsenrichtung der Abtriebswellen A ausreichend schmal zu machen.
• Ferner wird zwischen die einander gegenüberliegenden Flächen des Rückens eines Seitenrads S und des jeweiligen Seitenwandteils Cs der Abdeckungsteile C, C' wie oben beschrieben eine Unterlegscheibe W, die die beiden relativ zueinander frei drehbar koppelt, gelegt und in der vorliegenden Ausführungsform ist dafür eine Nut 6 zum Halten einer Unterlegscheibe, die die Unterlegscheibe hält, W im Rücken des genannten Dünnwandteils Swt eines Seitenrads S ausgebildet. Dadurch kann der Dünnwandteil Swt, der eine relativ geringe Steifigkeit besitzt, von der Unterlegscheibe W direkt gestützt werden und die Stärke, mit der der Dünnwandteil Swt gestützt wird, erhöht werden. Außerdem kann dadurch, dass die Unterlegscheibe W von der Nut 6 zum Halten einer Unterlegscheibe aufgenommen und gehalten wird, eine Zunahme der Abmessung des Differenzialgetriebes D in Achsenrichtung durch die Dicke der Unterlegscheibe W vermieden werden.
• Ferner sind für die Art, wie die Unterlegscheibe W zwischen den einander gegenüberliegenden Flächen des Rückens eines Seitenrads S und des jeweiligen Seitenwandteils Cs der Abdeckungsteile C, C' angebracht wird, verschiedene Varianten denkbar. Z.B. ist in 5A die Nut 6 zum Halten einer Unterlegscheibe an der inneren dem Dünnwandteil Swt des jeweiligen Seitenrads S gegenüberliegenden Seitenfläche der Abdeckungsteile C, C' gebildet und die Unterlegscheibe W wird dort gehalten, so dass eine weitere Verdünnung des Dünnwandteils Swt durch die Nut 6 zum Halten einer Unterlegscheibe vermieden wird. Weiter ist in 5B die Nut 6 zum Halten einer Unterlegscheibe auf dem Rücken der Verzahnung Sg eines Seitenrads S gebildet und die Unterlegscheibe W wird dort gehalten, so dass der Laststützpunkt für ein Seitenrad S in Radialrichtung weiter nach außen (also näher zu der Position, in der es in ein Ritzel P greift) verschoben ist und die Stärke, mit der es gestützt wird, erhöht wird.
• Weiter wird in 5C das Hervorragen des Seitenwandteils Cs nach innen zur Positionierung der Unterlegscheibe W genutzt, indem für die Position des inneren Umfangs der Unterlegscheibe W die Position gewählt wird, an der der Seitenwandteil Cs bei den Abdeckungsteilen C, C' anfängt, in Achsenrichtung nach innen hervorzuragen. Deswegen kann die Unterlegscheibe W hier ohne die Anbringung einer Nut 6 zum Halten einer Unterlegscheibe positioniert und gehalten werden, wodurch verhindert wird, dass die Festigkeit durch die Bildung einer Nut zum Halten einer Unterlegscheibe reduziert wird.
• Weiter wird in 5D der am Dünnwandteil Swt des jeweiligen Seitenrads S liegende mittlere Wellenteil PSm des stabförmig geraden Ritzelschafts PS, der sich von der Rotationsachse des Antriebselements I (auf einer Durchmesserlinie) in Radialrichtung erstreckt, mit einem kleineren Durchmesser als die restliche Welle ausgebildet. Der genannte Dünnwandteil Swt wird dabei so viel, wie der Durchmesser des mittleren Wellenteils PSm verkleinert wird, in Achsenrichtung nach innen verschoben und dieser Verschiebung entsprechend wird die Wandstärke des Seitenwandteils Cs (insbesondere des Seitenwandteils Csi an der Seite des inneren Umfangs) der Abdeckungsteile C, C' weiter vergrößert, so dass die Festigkeit, mit der das Seitenrad S gestützt wird, erhöht wird.
• Da der Mittelwandteil Sw eines Seitenrads S wie oben aufgeführt in Radialrichtung relativ breit ist, verlängert sich in Radialrichtung der Weg der Drehmomentübertragung von der Verzahnung Sg des Seitenrads S zur Abtriebswelle A, was zur Befürchtung Anlass gibt, dass die Stärke, mit der das Rad gestützt wird, abnimmt, aber bei der vorliegenden Ausführungsform kann einer Abnahme der Stärke, mit der das Rad gestützt wird, effektiv entgegengewirkt werden, weil die Unterlegscheibe W auf dem oben genannten Weg der Drehmomentübertragung an einer unter Berücksichtigung der Stärke, mit der das Rad gestützt wird, geeigneten Position in Radialrichtung (siehe 1 und die 5A bis 5D) platziert und fixiert werden kann.
• Als Nächstes wird die Wirkung der oben aufgeführten Ausführungsform erläutert. Wenn auf das Antriebselement I des Differenzialgetriebes D der vorliegenden Ausführungsform ein Drehmoment von der Kraftquelle übertragen wird, werden, falls sich die Ritzel P dann nicht um den Ritzelschaft PS drehen, sondern mit dem Antriebselement I um dessen Achse L umlaufen, das linke und das rechte Seitenrad S mit der gleichen Drehzahl bewegt und die linke und die rechte Abtriebswelle A mit der gleichen Antriebskraft versorgt. Wenn es dann bei der Fahrt durch einen Schwenk usw. des Fahrzeugs zu einer Differenz zwischen den Drehzahlen der linken und der rechten Abtriebswelle A kommt, drehen sich die Ritzel P, während sie umlaufen, auch um die eigene Achse, wodurch bei der Übertragung des Drehmoments von den Ritzeln P auf das linke und das rechte Seitenrad S ein Drehzahlunterschied zugelassen wird. Das Obige ist gleich wie bei den bekannten herkömmlichen Differenzialgetrieben.
• Als Nächstes wird anhand der 6A bis 6D das Herstellungs- und Montageverfahren des Differenzialgetriebes der vorliegenden Ausführungsform erläutert. Das Verfahren enthält mindestens die folgenden Verfahrensschritte [1] bis [6].
1. [1] Verfahrensschritt, in dem in gesonderten Verfahren der aus dem Antriebselement I und dem Abdeckungsteil C', die als Einheit gefertigt werden (oder getrennt gefertigt und verbunden werden), bestehende Hauptkörper des Differenzialgehäuses DC', der Abdeckungsteil C, die Seitenräder S, die Ritzel P, der Ritzelschaft PS und die Montagekörper T gefertigt und vorbereitet werden.
2. [2] Verfahrensschritt, in dem wie in 6A gezeigt das eine Seitenrad S in den Hauptkörper des Differenzialgehäuses DC' eingefügt wird.
3. [3] Montageschritt, in dem wie in 6B mit durchgezogenen Linien gezeigt eine Montageeinheit U montiert wird, indem beide Enden des Ritzelschafts PS jeweils in die Mittelbohrung eines Ritzels P und die Haltebohrung Th eines Montagekörpers T eingesetzt und dort gehalten werden, und in diesem Zustand vorübergehend mit einer Vorrichtung (nicht in der Figur gezeigt) bereitgehalten wird.
4. [4] Verfahrensschritt, in dem wie in 6B mit den Pfeilen und den Strich-Zweipunktlinien gezeigt die Montageeinheit U in den Hauptkörper des Differenzialgehäuses DC' eingefügt wird, wobei die Montagekörper T in die Montagenute Ia des Antriebselements I eingefügt und die Ritzel P zum Eingriff mit der Verzahnung Sg des einen Seitenrads S gebracht werden, und die Montageeinheit U so von der genannten Vorrichtung abmontiert und vorläufig am Antriebselement I befestigt und gehalten wird.
5. [5] Verfahrensschritt, in dem wie in 6C gezeigt das andere Seitenrad S über die Außenseite der vorläufig am Antriebselement I befestigten und gehaltenen Montageeinheit U gelegt und seine Verzahnung Sg mit den Ritzeln P zum Eingriff gebracht wird.
6. [6] Verfahrensschritt, in dem wie in 6D gezeigt über die Rückseite des anderen Seitenrads S der Abdeckungsteil C gelegt und am Antriebselement I mit Bolzen b befestigt wird, wodurch die Montagekörper T der Montageeinheit U zwischen dem Abdeckungsteil C und den Innenseiten der Montagenute Ia des Antriebselements I eingeklemmt und fixiert werden, und auf diese Weise das Differenzialgetriebe D fertiggestellt wird.
• Da bei der oben aufgeführten Verfahrensschrittfolge, insbesondere bei dem genannten Montageschritt [3], ein vormontierter Körper hergestellt wird, indem der Ritzelschaft PS, die Ritzel P und die Montagekörper T zur Montageeinheit U vormontiert werden, dann die Montageeinheit U am Antriebselement I positioniert und gehalten wird, indem die Montagekörper T in die Montagenute Ia eingefügt werden, dann der Abdeckungsteil C fest mit dem Antriebselement I verbunden wird und die Montageeinheit U so am Antriebselement I montiert und befestigt wird, kann die Montagearbeitseffizienz gesteigert werden.
• Weiter sind bei dem Differenzialgetriebe D, das wie oben aufgeführt montiert wird, die Seitenräder S jeweils mit einem Wellenteil Sj, der mit einer Abtriebswelle A verbunden wird, und einem Mittelwandteil Sw, der in Form einer flachen Ringplatte ausgebildet ist, orthogonal zur Achsenlinie L der Abtriebswellen A ist und den Wellenteil Sj und die Verzahnung Sg, zwischen denen er angeordnet ist, zu einer Einheit verbindet, ausgestattet, wobei der Mittelwandteil Sw so ausgelegt ist, dass seine Breite t1 in Radialrichtung größer als der größte Durchmesser eines Ritzels P ist. Da deswegen der Durchmesser der Seitenräder S relativ zu den Ritzeln groß genug gewählt werden kann, um die Zähnezahl Z1 eines Seitenrads S ausreichend größer als die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P zu machen, kann die Belastung des Ritzelschafts PS bei der Drehmomentübertragung von einem Ritzel P auf die Seitenräder S reduziert und so der effektive Durchmesser d2 des Ritzelschafts PS und folglich die Breite der Ritzel P in Achsenrichtung der Abtriebswellen A verkleinert werden.
• Da ferner die auf die Seitenräder wirkende Gegenkraft sinkt, wenn die Belastung des Ritzelschafts PS wie oben aufgeführt reduziert wird, und außerdem der Mittelwandteil Sw oder der Rücken der Verzahnung Sg auf der Abdeckungsseite an dem Seitenwandteil Cs gestützt wird, kann auch dann, wenn der Mittelwandteil Sw der Seitenräder S dünnwandig ausgebildet wird, auf einfache Weise sichergestellt werden, dass die Festigkeit der Seitenräder S die erforderliche Stärke besitzt, d.h. der Mittelwandteil Sw der Seitenräder S kann ausreichend dünnwandig ausgebildet werden, während die Festigkeit, mit der das Seitenrad S gestützt wird, sichergestellt wird. Da ferner bei der vorliegenden Ausführungsform die maximale Wandstärke t2 des Mittelwandteils Sw der Seitenräder S noch kleiner als der effektive Durchmesser d2 des Ritzelschafts PS, dessen Durchmesser wie oben ausgeführt verkleinert werden kann, gebildet wird, kann eine weitere Reduzierung der Wandstärke des Mittelwandteils Sw der Seitenräder erreicht werden. Da außerdem der Seitenwandteil Cs so in Plattenform ausgebildet ist, dass seine Außenseite als ebene Fläche orthogonal zur Achsenlinie L der Abtriebswellen A ist, kann auch eine Verdünnung des Seitenwandteils Cs selber erreicht werden.
• Daraus ergibt sich, dass das Differenzialgetriebe D insgesamt in Achsenrichtung der Abtriebswellen A ausreichend schmal gemacht werden kann, während eine mit konventionellen Differenzialgetrieben vergleichbare Festigkeit (z.B. Festigkeit gegenüber einer statischen Torsionslast) und ein vergleichbarer Maximalwert der Drehmomentübertragung sichergestellt wird. Dadurch kann das Differenzialgetriebe D auch in ein Übertragungssystem, bei dem es viele Layout-Einschränkungen im Umfeld des Differenzialgetriebes D gibt, mit großer Freiheit und ohne Schwierigkeit eingebaut werden und dadurch ist das Differenzialgetriebe D sehr vorteilhaft für die kompaktere Gestaltung eines Übertragungssystems.
• Ferner ist es bei der vorliegenden Ausführungsform wünschenswert, dass Seitenrad S und Ritzel P so parametrisiert werden, dass der Zusammenhang $$\text{d}3\geqq \mathrm{3,74}\cdot \text{d}2+20\text{mm}$$

  

  besteht, wobei d2 der effektive Durchmesser des Ritzelschafts PS in Millimeter und d3 die Lastpunkt-Länge eines Ritzels P in Millimeter ist (d.h. dass man sich im Bereich über der Linie X in 8A befindet).
• Hierbei ist die Lastpunkt-Länge d3 eines Ritzels P das Zweifache des Abstands zwischen der Rotationsachse L und dem Ende mit dem großen Durchmesser eines Ritzels P; bei einem Paar einander gegenüber angeordneter Ritzel P entspricht der Abstand zwischen den Enden mit dem großen Durchmesser der beiden Ritzel P der Lastpunkt-Länge d3 (siehe 1).
• Die Linie X1 in 8A zeigt den Zusammenhang zwischen dem Ritzelschaftdurchmesser d2 und der Lastpunkt-Länge d3 der Ritzel P von herkömmlichen Differenzialgetrieben. Durch die Wahl der entsprechenden Lastpunkt-Länge d3 auf der Linie X1 für einen Ritzelschaftdurchmesser d2 wird versucht, eine bestimmte Festigkeit gegenüber einer statischen Torsionslast sicherzustellen. Dagegen wird beim Parametrisierungsbeispiel der vorliegenden Ausführungsform eine Linie X, die die gleiche Neigung wie die Linie X1 hat und eine ausreichend große Lastpunkt-Länge d3 eines Ritzels P gestattet, festgelegt und der Ritzelschaftdurchmesser d2 und die Lastpunkt-Länge d3 eines Ritzels P werden im Bereich auf und über der Linie X gewählt, wodurch die Lastpunkt-Länge d3 eines Ritzels P ausreichend groß und das Differenzialgetriebe D in Achsenrichtung der Abtriebswellen A ausreichend schmal gemacht werden kann, während eine genauso gute oder bessere Festigkeit gegenüber einer statischen Torsionslast wie bei einem herkömmlichen Differenzialgetriebe sichergestellt wird.
• Ferner ist es wünschenswert, dass der Teilkegelabstand PCD eines Ritzels P als Kegelrad (d.h. der Abstand in Millimeter zwischen dem Mittelpunkt des Kreissektors, der sich im Längsschnitt eines Ritzels P ergibt, und dem äußeren Ende eines Ritzels P), die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P und die Zähnezahl Z1 eines Seitenrads S so gewählt werden, dass der Zusammenhang $$\begin{array}{l}Z1/Z2\geqq 2\\ \text{PCD}\geqq \mathrm{6,17}\cdot \left(\text{Z}1/\text{Z}2\right)+20\text{mm}\end{array}$$

  

  besteht (d.h. man sich im Bereich rechts der Linie Y und über der Linie Z in 8B befindet). Denn die Linie Y in 8B stellt ein Übersetzungsverhältnis (Z1/Z2) dar, mit dem sich ein in Achsenrichtung der Abtriebswellen A ausreichend schmales Differenzialgetriebe D bilden lässt, und mit einem Übersetzungsverhältnis (Z1/Z2) rechts dieser Linie Y (d.h. mit einem Wert 2 oder größer) ist wie in 8C gezeigt der Effekt der Breitenreduzierung groß. Weiter stellt die Linie Z in 8B den Zusammenhang zwischen dem Übersetzungsverhältnis und dem Teilkegelabstand dar, mit dem der Wert der Drehmomentübertragung erreicht wird, der für ein Fahrzeug mit Allradantrieb allgemeinen als erforderlich gilt; sie wurde durch das Auftragen der Konstruktionswerte herkömmlicher Differenzialgetriebe gewonnen. Somit kann dadurch, dass der Zusammenhang zwischen dem Übersetzungsverhältnis (Z1/Z2) und dem Teilkegelabstand eines Ritzels so gewählt wird, dass er rechts der Linie Y und über der Linie Z liegt, das Differenzialgetriebe D der vorliegenden Ausführungsform in Achsenrichtung der Abtriebswellen A ausreichend schmal (siehe 8C) gestaltet und gleichzeitig sichergestellt werden, dass der Wert der größten Drehmomentübertragung nicht kleiner als bei einem herkömmlichen Differenzialgetriebe ist.
• Im Übrigen wurde in der zuvor behandelten Ausführungsform eine Variante gezeigt, bei der als Ritzelträgerteil ein langer Ritzelschaft PS verwendet wird, aber wie in 7 gezeigt kann ein Ritzelträgerteil auch mit einem PS', der mit dem Ende eines Ritzels P auf der Seite des großen Durchmessers koaxial zu einer Einheit verbunden ist, aufgebaut werden. Mit diesem Aufbau braucht in einem Ritzel P keine Durchbohrung zur Einfügung des Ritzelschafts PS gebildet zu werden, so dass ein Ritzel P einen kleineren Durchmesser erhalten (Reduzierung der Breite in Achsenrichtung) und das Differenzialgetriebe D in Achsenrichtung der Abtriebswellen A flacher gestaltet werden kann. D.h. für einen Ritzelschaft PS, der durch ein Ritzel P läuft, muss in einem Ritzel P eine Durchbohrung mit einer dem Durchmesser des Ritzelschafts entsprechenden Größe gebildet werden, aber mit einem PS' als integralem Bestandteil am Ende eines Ritzels P kann der Durchmesser eines Ritzels P unabhängig vom Durchmesser d2 eines PS' verkleinert (Reduzierung der Breite in Achsenrichtung) werden.
• Außerdem wird bei der vorliegenden Ausführungsform zwischen der äußeren Mantelfläche eines PS' und der inneren Mantelfläche der Haltebohrung Th des Montagekörpers T, in die dieser eingesetzt wird, eine Lagerbuchse 12 als Lager, das die relative Drehung zwischen ihnen zulässt, eingefügt, wobei das Einfügen dieser Lagerbuchse 12 zwischen dem inneren Mantel der Haltebohrung Th des Montagekörpers T und dem äußeren Mantel des PS' in dem genannten Montageschritt [3] erfolgt. Dadurch kann die Montageeinheit U einschließlich der Lagerbuchse 12 insgesamt in dem genannten Montageschritt montiert werden, so dass die Abnahme der Effizienz der Montagearbeit minimiert wird, obwohl die Zahl der Teile durch die Hinzunahme der Lagerbuchse 12 zunimmt. Im Übrigen kann das genannte Lager auch ein Nadellager usw. sein. Ferner kann das genannte Lager weggelassen werden und der PS' direkt in die Haltebohrung Th des Montagekörpers T eingefügt werden.
• Im Übrigen wird bei einem herkömmlichen Differenzialgetriebe, wie es sich z.B. in den oben genannten Veröffentlichungen der und der findet, für die Zähnezahl Z1 eines Seitenrads (Abtriebsrads) und die Zähnezahl Z2 Ritzels (Umlaufrads) üblicherweise, wie in angegeben, 14 × 10 . 16 × 10 oder 13 × 9 verwendet, so dass sich in diesen Fällen für das Z1/Z2 zwischen Abtriebs- und Umlaufrad 1,4 bzw. 1,6 bzw. 1,44 ergibt. Weiter sind für die herkömmlichen Differenzialgetriebe auch andere Kombinationen der Zähnezahlen Z1 und Z2 bekannt wie 15 × 10, 17 × 10, 18 × 10, 19 × 10 oder 20 × 10 mit den entsprechenden Z1/Z2 von 1,5, 1,7, 1,8, 1,9 und 2,0.
• Auf der anderen Seite gibt es heute immer mehr Kraftübertragungsvorrichtungen mit vielen Layout-Einschränkungen im Umfeld des Differenzialgetriebes, so dass auf dem Markt eine ausreichende Reduzierung der Differenzialgetriebe in der Breite (d.h. Verflachung) in Achsenrichtung der Abtriebswellen bei gleichzeitiger Sicherstellung ihrer Zahnradfestigkeit gefordert wird. Dagegen haben die herkömmlich existierenden Differenzialgetriebe, wie aus den oben genannten Kombinationen der Übersetzungsverhältnisse ersichtlich ist, im Aufbau eine in Achsenrichtung der Abtriebswellen breite Form, so dass man sich in einer schwierigen Lage befindet, was die genannte Anforderung des Marktes betrifft.
• Deswegen werden im Folgenden konkret Strukturbeispiele eines Differenzialgetriebes D, das bei gleichzeitiger Sicherstellung seiner Zahnradfestigkeit in Achsenrichtung der Abtriebswellen ausreichend schmaler (d.h. flacher) ausgebildet werden kann, spezifiziert, wobei der Gesichtspunkt ein anderer als bei der oben genannten Ausführungsform ist. Im Übrigen ist der Aufbau der einzelnen Komponenten des Differenzialgetriebes D, das diesen Strukturbeispielen entspricht, identisch mit dem Aufbau der einzelnen Komponenten des Differenzialgetriebes D der genannten Ausführungsform, die mit den 1 bis 7 erläutert wurde, so dass zur Bezeichnung der einzelnen Komponenten die gleichen Zeichen wie bei der genannten Ausführungsform verwendet werden und auf die Erläuterung des Aufbaus verzichtet wird.
• Zunächst werden im Folgenden anhand von 10 die Grundgedanken erläutert, mit denen das Differenzialgetriebe D in Achsenrichtung der Abtriebswellen ausreichend schmaler (d.h. flacher) gemacht wird.
• [1] Das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 zwischen einem Seitenrad S, d.h. Abtriebsrad, und einem Ritzel P, d.h. Umlaufrad, könnte man größer machen als bei einem herkömmlich existierenden Differenzialgetriebe. (Dadurch nimmt einerseits der Zahnrad-Modul (und folglich die Zahndicke) ab, so dass die Zahnradfestigkeit sinkt, aber da der Teilkreisdurchmesser eines Seitenrads S zunimmt, verringert sich andererseits die übertragene Last im Zahnrad-Eingriffsteil, so dass die Zahnradfestigkeit zunimmt; insgesamt nimmt die Zahnradfestigkeit aber wie später beschrieben ab.)
• [2] Den Teilkegelabstand PCD eines Ritzels P könnte man größer machen als bei einem herkömmlich existierenden Differenzialgetriebe. (Dadurch nehmen der Zahnrad-Modul und die Zahnradfestigkeit zu und, da der Teilkreisdurchmesser eines Seitenrads S zunimmt, verringert sich die übertragene Last im Zahnrad-Eingriffsteil, so dass die Zahnradfestigkeit zunimmt; insgesamt nimmt die Zahnradfestigkeit wie später beschrieben sehr stark zu.)
• Als Folge können das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 und der Teilkegelabstand PCD so ausgelegt werden, dass sich die genannte Abnahme der Zahnradfestigkeit durch [1] und die genannte Zunahme der Zahnradfestigkeit durch [2] ausgleichen oder die genannte Zunahme der Zahnradfestigkeit durch [2] größer als die genannte Abnahme der Zahnradfestigkeit durch [1] ist, so dass eine Zahnradfestigkeit erreicht werden kann, die insgesamt genauso gut oder besser wie bei herkömmlich existierenden Differenzialgetrieben ist.
• Als nächstes werden die Veränderungen der Zahnradfestigkeit, die sich wie genannt durch [1] und [2] ergeben, anhand von Formeln konkret festgestellt. Im Übrigen wird diese Feststellung mit der folgenden Ausführungsform erläutert. Zunächst wird ein Differenzialgetriebe D', bei dem die Zähnezahl Z1 eines Seitenrads S den Wert 14 und die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P den Wert 10 hat, als „Referenz-Differenzialgetriebe“ festgelegt. Als „Veränderungsrate“ wird für die verschiedenen Variablen die auf den jeweiligen Wert (d.h. 100%) des genannten Referenz-Differenzialgetriebes D' bezogene Veränderungsrate definiert.
• Zu [1]
• Mit dem Modul M eines Seitenrads S, dem Teilkreisdurchmesser PD₁, dem Teilkreiswinkel θ₁, PCD, der im Zahnrad-Eingriffsteil übertragenen Last F und dem übertragenen Drehmoment T ergeben die allgemeinen Formeln für ein Kegelrad $$\begin{array}{l}\text{M}={\text{PD}}_1/\text{Z}1\\ {\text{PD}}_1=2\text{PCD}\cdot \text{sin}{\mathrm{\theta }}_1\\ {\theta }_1={\text{tan}}^{-1}\left(\text{Z}1/\text{Z}2\right)\end{array}$$

  
• Mit diesen Formeln ergibt sich für den Zahnrad-Modul $$\text{M}=2\text{ PCD}\cdot \text{sin}\left\{{\text{tan}}^{-1}\left(\text{Z}1/\text{Z}2\right)\right\}/\text{Z}1$$

  

  und für den Modul des Referenz-Differenzialgetriebes D' $$2\text{ PCD}\cdot \text{sin}\left\{{\text{tan}}^{-1}\left(7/5\right)\right\}/14$$

  
• Folglich ergibt sich durch Division der rechten Seiten der beiden Formeln die Modul-Veränderungsrate bezüglich des Referenz-Differenzialgetriebes D' gemäß der folgenden Formel (2). $$\begin{array}{l}\underset{\text{derungsrate}}{\text{Modul-Veran-}}=\frac{14\cdot \text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{\text{Z}1}{\text{Z}2}\right)}{\text{Z}1\cdot \text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{7}{5}\right)}\\ \end{array}$$

  
• Ferner ist das Widerstandsmoment der Verzahnung, das der Zahnradfestigkeit (d.h. der Biegefestigkeit der Verzahnung) entspricht, proportional zum Quadrat der Zahndicke, während die Zahndicke in ungefähr linearer Beziehung zum Modul M steht. Folglich entspricht das Quadrat der Modul-Veränderungsrate nicht nur der Veränderungsrate des Widerstandsmoments der Verzahnung, sondern auch der Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit. Somit lässt sich die Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit durch Herleitung aus der genannten Formel (2) mit der nachfolgenden Formel (3) ausdrücken. Diese Formel (3) ist in 11 als L1 aufgetragen, wobei die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P den Wert 10 hat. Man erkennt, dass durch die Abnahme des Moduls mit steigendem Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 die Zahnradfestigkeit abnimmt. $$\begin{array}{l}\underset{\text{Ver}\ddot{\text{a}}\text{nderungsrte}}{\text{Zahnradfestigkeits-}}={\left(\text{Modul-Veranderungsrate}\right)}^2\\ =\frac{196\cdot {\text{sin}}^2\left({\text{tan}}^{-1}\frac{\text{Z}1}{\text{Z}2}\right)}{\text{Z}{1}^2\cdot {\text{sin}}^2\left({\text{tan}}^{-1}\frac{7}{5}\right)}\end{array}$$

  
• Im Übrigen ergibt sich mit den genannten allgemeinen Formeln für ein Kegelrad der Drehmomentübertragungsabstand eines Seitenrads S gemäß der folgenden Formel (4) zu $${\text{PD}}_1/2=\text{PCD}\cdot \text{sin}\left\{{\text{tan}}^{-1}\left(\text{Z}1/\text{Z}2\right)\right\}$$

  
• Mit dem Drehmomentübertragungsabstand PD₁ / 2 ist die übertragene Last F gegeben durch F = 2T / PD₁. Folglich ist bei konstantem Drehmoment T an einem Seitenrad S des Referenz-Differenzialgetriebes D' die übertragene Last F umgekehrt proportional zum Teilkreisdurchmesser PD₁. Weiter ist die Veränderungsrate der übertragenen Last F auch umgekehrt proportional zur Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit, so dass letztere gleich groß wie die Veränderungsrate des Teilkreisdurchmessers PD₁ ist.
• Dadurch ergibt sich durch Anwendung der Formel (4) für die Veränderungsrate des Teilkreisdurchmessers PD₁ die folgende Formel (5). $$\begin{array}{l}\\ \begin{array}{ll}\begin{array}{l}\text{Zahnradfestigkeits-}\\ \text{Ver}\ddot{\text{a}}\text{nderungsrte}\end{array}\hfill & ={\text{PD}}_1-\text{Ver}\ddot{\text{a}}\text{nderungsrate}\hfill \\ \hfill & =\frac{\text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{\text{Z}1}{\text{Z}2}\right)}{\text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{7}{5}\right)}\hfill \\ \hfill & \hfill \end{array}\end{array}$$

  
• Diese Formel (5) ist in 11 als L2 aufgetragen, wobei die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P den Wert 10 hat. Man erkennt, dass durch den Rückgang der übertragenen Last mit steigendem Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 die Zahnradfestigkeit zunimmt.
• Schließlich lässt sich die Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit, die sich mit der Zunahme des Übersetzungsverhältnisses Z1/Z2 ergibt, mit der nachfolgenden Formel (6) ausdrücken, indem die Abnahme-Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit bedingt durch die Abnahme des Moduls M (die rechte Seite der genannten Formel (3)) mit der Zunahme-Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit bedingt durch die Abnahme der übertragenen Last (der rechten Seite der genannten Formel (5)) multipliziert wird. $$\begin{array}{ll}\text{Zahnradfestigkeits-Ver}\ddot{\text{a}}\text{nderungsrte}\hfill & \hfill \\ \text{in Abhangigkeit von}\hfill & \hfill \\ \ddot{\text{U}}\text{bersetzungsverh}\ddot{\text{a}}\text{ltnis}\hfill & \hfill \end{array}=\frac{\text{196}\cdot {\text{sin}}^3\left({\text{tan}}^{-1}\frac{\text{Z}1}{\text{Z}2}\right)}{{\text{Z1}}^2\cdot {\text{sin}}^3\left({\text{tan}}^{-1}\frac{7}{5}\right)}$$

  
• Diese Formel (6) ist in 11 als L3 aufgetragen, wobei die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P den Wert 10 hat. Man erkennt, dass die Zahnradfestigkeit mit steigendem Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 insgesamt abnimmt.
• Zu [2]
• Wenn der Teilkegelabstand PCD eines Ritzels P gegenüber dem Teilkegelabstand im Referenz-Differenzialgetriebes D' vergrößert wird, ergibt sich mit den genannten allgemeinen Formeln für ein Kegelrad bei konstanter Zähnezahl die durch die Veränderung von PCD bedingte Veränderungsrate des Moduls zu (PCD2 / PCD1), wobei der Teilkegelabstand PCD vor und nach der Änderung PCD1 bzw. PCD2 ist.
• Auf der anderen Seite hat die obige Ableitung der Formal (3) gezeigt, dass die Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit des Seitenrads S dem Quadrat der Veränderungsrate des Moduls entspricht, so dass sich $$\begin{array}{ll}\text{Zahnradfestigkeits-Ver}\ddot{\text{a}}\text{nderungsrte}\hfill & \hfill \\ \text{in Abhangigkeit von Modul-Zunahme}\hfill & \text{=}{\left(\text{PCD}2/\text{PCD}1\right)}^2\hfill \end{array}$$

  

  ergibt.
• Diese Formel (7) ist in 12 als L4 aufgetragen. Man erkennt, dass durch die Zunahme des Moduls mit wachsendem Teilkegelabstand PCD die Zahnradfestigkeit zunimmt.
• Ferner wenn der Teilkegelabstand PCD größer als der Teilkegelabstand PCD1 des Referenz-Differenzialgetriebes D' gemacht wird, nimmt die übertragene Last F ab, aber die Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit ist dabei wie oben beschrieben gleich groß wie die Veränderungsrate des Teilkreisdurchmessers PD₁. Außerdem ist der Teilkreisdurchmesser PD1 des Seitenrads S proportional zum Teilkegelabstand PCD. Folglich erhält man $$\begin{array}{ll}\text{Zahnradfestigkeits-Ver}\ddot{\text{a}}\text{nderungsrte}\hfill & \hfill \\ \text{in Abhangigkeit von}\hfill & =\text{PCD}2/\text{PCD}1\hfill \\ \text{Ubertragungs-Last-Abnahme}\hfill & \hfill \end{array}$$

  
• Diese Formel (8) ist in 12 als L5 aufgetragen. Man erkennt, dass durch die Abnahme der übertragenen Last mit wachsendem Teilkegelabstand PCD die Zahnradfestigkeit zunimmt.
• Somit lässt sich die Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit, die sich mit der Zunahme des Teilkegelabstands PCD ergibt, mit der nachfolgenden Formel (9) ausdrücken, indem die Zunahme-Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit bedingt durch die Zunahme des Moduls M (die rechte Seite der genannten Formel (7)) mit der Zunahme-Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit bedingt durch die Abnahme der übertragenen Last aufgrund der Zunahme des Teilkreisdurchmessers PD (der rechten Seite der genannten Formel (8)) multipliziert wird. $$\begin{array}{ll}\text{Zahnradfestigkeits-Ver}\ddot{\text{a}}\text{nderungsrate}\hfill & \hfill \\ \text{in Abhängigkeit von}\hfill & ={\left(\text{PCD}2/\text{PCD}1\right)}^3\hfill \\ \text{Teilkegelabstand-Zunahme}\hfill & \hfill \end{array}$$

  
• Diese Formel (9) ist in 12 als L6 aufgetragen. Man erkennt, dass mit wachsendem Teilkegelabstand PCD die Zahnradfestigkeit sehr stark zunimmt.
• Damit wird das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 in Kombination mit dem Teilkegelabstand PCD so festgelegt, dass die Größe der Abnahme der Zahnradfestigkeit aufgrund des obigen Verfahrens [1] (Vergrößerung des Übersetzungsverhältnisses) ausreichend durch die Größe der Zunahme der Zahnradfestigkeit aufgrund des obigen Verfahrens [2] (Vergrößerung des Teilkegelabstands) kompensiert wird, und die Zahnradfestigkeit des Differenzialgetriebes insgesamt dadurch genauso gut oder besser wie die Zahnradfestigkeit der herkömmlich existierenden Differenzialgetriebe gemacht wird.
• Z.B. behält man 100% der Zahnradfestigkeit eines Seitenrads S des Referenz-Differenzialgetriebes D', wenn die durch die Zunahme des Übersetzungsverhältnisses bedingte Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit (die rechte Seite der genannten Formel (6)), die man mit dem obigen Verfahren [1] erhält, multipliziert mit der durch die Zunahme des Teilkegelabstands bedingten Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit (der rechten Seite der genannten Formel (9)), die man mit dem obigen Verfahren [2] erhält, 100% ergibt. Dabei kann man den Zusammenhang zwischen dem Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 und der Veränderungsrate des Teilkegelabstands PCD, mit dem man 100% der Zahnradfestigkeit des Referenz-Differenzialgetriebes D' behält, der folgenden Formel (10) entnehmen. Diese Formel (10) ist in 13 als L7 aufgetragen, wobei die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P den Wert 10 hat. $${\begin{array}{ll}\text{PCD}2/\text{PCD}1\hfill & =\left(100\%/\text{Zahnradfestigkeits}-\text{Veranderung }\underset{\text{Ubersetzungsverh}\ddot{\text{a}}\text{ltnis}}{\text{in Abh}\ddot{\text{a}}\text{ngigkeit von}}\right)\hfill \\ \hfill & ={\left\{\frac{\frac{1}{196\cdot {\text{sin}}^3\left({\text{tan}}^{-1}\frac{Z1}{Z2}\right)}}{Z{1}^2\cdot {\text{sin}}^3\left({\text{tan}}^{-1}\frac{7}{5}\right)}\right\}}^{\frac{1}{3}}\hfill \\ \hfill & ={\left(\frac{Z1}{14}\right)}^{\frac{2}{3}}\cdot \frac{\text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{7}{5}\right)}{\text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{Z1}{Z2}\right)}\hfill \end{array}}^{\frac{1}{3}}$$

  
• Wie oben ausgeführt gibt die Formel (10) den Zusammenhang zwischen dem Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 und der Veränderungsrate des Teilkegelabstands an, mit dem man 100% der Zahnradfestigkeit eines Referenz-Differenzialgetriebes D' behält, bei dem das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 = 14/10 beträgt (siehe 13). Die in 13 auf der Vertikalachse aufgetragene Veränderungsrate des Teilkegelabstands kann in das Verhältnis d2/PCD umgewandelt werden, wobei d2 der Schaftdurchmesser des Ritzel P tragenden Ritzelschafts PS (d.h. des Umlaufradträgerteils) ist. Tabelle 1

  PCD	Schaftdurchmesser (d2)	d2 / PCD
  31	13	42%
  35	15	43%
  38	17	45%
  39	17	44%
  41	18	44%
  45	18	40%

• Denn eine Zunahme-Veränderung des Teilkegelabstands PCD ist bei den herkömmlich existierenden Differenzialgetrieben wie in der obigen Tabelle 1 gezeigt mit einer Zunahme-Veränderung von d2 verbunden und drückt sich bei konstantem d2 in einem abnehmendem Verhältnis d2/PCD aus. Da außerdem die obige Tabelle 1 zeigt, dass d2/PCD bei einem herkömmlich existierenden Differenzialgetriebe als Referenz-Differenzialgetriebe D' in einem Bereich zwischen 40 und 45% liegt, und da die Zahnradfestigkeit mit wachsendem PCD zunimmt, kann eine Zahnradfestigkeit, die genauso gut oder besser wie die Zahnradfestigkeit der herkömmlich existierenden Differenzialgetriebe ist, erreicht werden, wenn der Schaftdurchmesser d2 des Ritzelschafts PS und der Teilkegelabstand PCD im Fall des Referenz-Differenzialgetriebes D' mindestens so festgelegt werden, dass d2/PCD 45% oder kleiner ist. D.h. im Fall des Referenz-Differenzialgetriebes D' genügt es, dass d2/PCD ≦ 0,45 erfüllt ist. Das bedeutet in diesem Fall, wenn PCD2 der Teilkegelabstand ist, der sich durch Veränderung von PCD ergibt und größer oder kleiner als der Teilkegelabstand PCD1 des Referenz-Differenzialgetriebes D' ist, dass es genügt, $$\text{d}2/\text{PCD}2\leqq \mathrm{0,45}/\left(\text{PCD}2/\text{PCD}1\right)$$

  

  zu erfüllen. Weiter kann durch Anwendung dieser Formel (11) auf die genannte Formel (10) der Zusammenhang zwischen d2/PCD und dem Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 in die folgende Formel (12) umgewandelt werden. $$\begin{array}{ll}\text{d}2/\text{PCD}\hfill & \leqq \mathrm{0,45}/\left(\text{PCD}2/\text{PCD}1\right)\hfill \\ \hfill & =0.45/\left\{{\left(\frac{Z1}{14}\right)}^{\frac{2}{3}}\cdot \frac{\text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{7}{5}\right)}{\text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{\text{Z}1}{\text{Z}2}\right)}\right\}\hfill \\ \hfill & =0.45\cdot {\left(\frac{14}{Z1}\right)}^{\frac{2}{3}}\cdot \frac{\text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{\text{Z}1}{\text{Z}2}\right)}{\text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{7}{5}\right)}\hfill \end{array}$$

  
• Im Fall der Gleichheit ergibt die Formel (12) bei dem Wert 10 für die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P die Linie L8 in 14. Gleichheit in Formel (12) liefert den Zusammenhang zwischen d2/PCD und dem Übersetzungsverhältnis Z1/Z2, bei dem man 100% der Zahnradfestigkeit des Referenz-Differenzialgetriebes D' behält.
• Im Übrigen sind bei den herkömmlich existierenden Differenzialgetrieben üblicherweise nicht nur solche im Einsatz, bei denen das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 wie oben beim Referenz-Differenzialgetriebe D' beschrieben den Wert 1,4 hat, sondern auch solche, bei denen das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 1,6 oder 1,44 beträgt. Auf Basis dieser Tatsache und unter der Annahme, dass mit dem Referenz-Differenzialgetriebe D' (Z1/Z2 = 1,4) ein für die Anforderung ausreichendes Maß, d.h. 100%, an Zahnradfestigkeit gewonnen werden kann, lässt sich feststellen, dass bei den herkömmlich existierenden Differenzialgetrieben, bei denen das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 den Wert 16/10 hat, die Zahnradfestigkeit wie aus 11 ersichtlich auf 87% der Zahnradfestigkeit des Referenz-Differenzialgetriebes D' sinkt. Trotzdem wird eine auf dieses Niveau gesunkene Zahnradfestigkeit in der Praxis bei herkömmlich existierenden Differenzialgetrieben als Festigkeit akzeptiert und eingesetzt. Daher ist vorstellbar, dass auch für ein in Achsenrichtung flaches Differenzialgetriebe die Zahnradfestigkeit ausreichend gesichert ist und akzeptiert wird, wenn sie im Vergleich zu dem genannten Referenz-Differenzialgetriebe D' mindestens 87% ausmacht.
• Wenn man unter diesem Aspekt zunächst den Zusammenhang zwischen dem Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 und der Veränderungsrate des Teilkegelabstands PCD für den Fall ermittelt, dass 87% der Zahnradfestigkeit des Referenz-Differenzialgetriebes D' beibehalten werden, gelangt man mit den Schritten, mit denen die genannte Formel (10) hergeleitet worden ist, (d.h. indem man so vorgeht, dass die Multiplikation der Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit bedingt durch die Zunahme des Übersetzungsverhältnisses (der rechten Seite der genannten Formel (6)) mit der Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit bedingt durch die Zunahme des Teilkegelabstands (der rechten Seite der genannten Formel (9)) 87% ergibt) für diesen Zusammenhang zu der folgenden Formel (10'). $$\begin{array}{ll}\text{PCD}2/\text{PCD}1\hfill & ={\left(87\%/\text{Zahnradfestigkeits}-\text{Veranderung }\underset{\text{Ubersetzungsverh}\ddot{\text{a}}\text{ltnis}}{\text{in Abh}\ddot{\text{a}}\text{ngigkeit von}}\right)}^{\frac{1}{3}}\hfill \\ \hfill & ={\left\{\frac{\frac{0.87}{196\cdot {\text{sin}}^3\left({\text{tan}}^{-1}\frac{Z1}{Z2}\right)}}{Z{1}^2\cdot {\text{sin}}^3\left({\text{tan}}^{-1}\frac{7}{5}\right)}\right\}}^{\frac{1}{3}}\hfill \\ \hfill & ={0.87}^{\frac{1}{3}}\cdot {\left(\frac{Z1}{14}\right)}^{\frac{2}{3}}\cdot \frac{\text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{7}{5}\right)}{\text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{Z1}{Z2}\right)}\hfill \end{array}$$

  
• Durch Anwendung der oben genannten Formel (11) auf diese Formel (10') kann dann der Zusammenhang zwischen d2/PCD und dem Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 für den Fall, dass 87% der Zahnradfestigkeit des Referenz-Differenzialgetriebes D' beibehalten werden, in die folgende Formel (13) umgewandelt werden. Allerdings wird hier in der Formel ein Gleichheitszeichen benutzt, obwohl bei der Berechnung für die effektiven Zahlenwerte der Faktoren, die nicht mit Variablen dargestellt werden, mit drei Stellen gearbeitet wird und die weiteren Stellen abgerundet werden, so dass sich aufgrund der Rechnungsabweichungen tatsächlich nur eine ungefähre Gleichheit ergeben kann. $$\begin{array}{cc}\text{d}2/\text{PCD}\leqq & 0.45/\left\{{0.87}^{\frac{1}{3}}\cdot {\left(\frac{\text{Z}1}{14}\right)}^{\frac{2}{3}}\cdot \frac{\text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{7}{5}\right)}{\text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{\text{Z}1}{\text{Z}2}\right)}\right\}\\ & =3.36\cdot {\left(\frac{1}{Z1}\right)}^{\frac{2}{3}}\cdot \text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{\text{Z}1}{\text{Z}2}\right)\end{array}$$

  
• Wenn in der Formel (13) die Gleichheitsbeziehung gilt, ergibt sich bei dem Wert 10 für die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P die Darstellung in 14 (konkreter die Linie L9 in 14); der Bereich, der Formel (13) entspricht, ist dann der Bereich auf und unter der Linie L9 in 14. Somit ist ein spezifizierter Bereich, der in 14 in dem Bereich, in dem diese Formel (13) erfüllt ist, rechts von der Linie L10 liegt, wo ein Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 über 2,0 erfüllt ist, (der Bereich in 14) genau der Bereich, in dem Z1/Z2 und d2/PCD für ein in der Achsenrichtung flaches Differenzialgetriebe mit dem Wert 10 für die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P so eingestellt sind, dass eine Zahnradfestigkeit von mindestens 87% im Vergleich zu dem genannten Referenz-Differenzialgetriebe D' sichergestellt ist und das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 mehr als 2,0 beträgt. Im Übrigen werden in 14 als mit einem rautenförmigen Punkt ein Ausführungsbeispiel, bei dem das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 40/10 und d2/PCD 20,00% ist, und mit einem dreieckigen Punkt ein Ausführungsbeispiel, bei dem das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 58/10 und d2/PCD 16,67% ist, gezeigt; beide Punkte liegen in dem genannten spezifizierten Bereich. In einer Festigkeitsanalyse, die durch Simulation mit diesen Ausführungsbeispielen durchgeführt wurde, wurde festgestellt, dass die erreichte Zahnradfestigkeit genauso gut oder besser wie bisher ist (konkreter 87% oder mehr der Zahnradfestigkeit des Referenz-Differenzialgetriebes D' beträgt).
• Damit kann ein flaches Differenzialgetriebe, das sich in dem oben genannten spezifizierten Bereich befindet, insgesamt in Achsenrichtung der Abtriebswellen ausreichend schmal gemacht und gleichzeitig eine mit konventionellen Differenzialgetrieben vergleichbare Festigkeit (z.B. Festigkeit gegenüber einer statischen Torsionslast) und ein vergleichbarer Maximalwert der Drehmomentübertragung sichergestellt werden, so dass das Differenzialgetriebe auch in ein Übertragungssystem, bei dem es viele Layout-Einschränkungen im Umfeld des Differenzialgetriebes gibt, mit großer Freiheit und ohne Schwierigkeit eingebaut werden kann und große Vorteile wie den bietet, dass das Übertragungssystem kompakter gestaltet werden kann.
• Im Übrigen wurden die obigen Erläuterungen (insbesondere die, welche die 11, 13 und14 betreffen) für ein Differenzialgetriebe mit dem Wert 10 für die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P gemacht, aber die vorliegende Erfindung wird nicht auf ein solches Differenzialgetriebe beschränkt. Z.B. kann auch mit den Werten 6, 12 und 20 für die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P ein flaches Differenzialgetriebe, mit dem die oben genannten Effekte erreicht werden können, mit der Formel (13) dargestellt werden, wie die Schraffuren in den 15, 16 und 17 zeigen. Denn die Formel (13), die wie oben beschrieben abgeleitet worden ist, kann unabhängig von Änderungen der Zähnezahl Z2 eines Ritzels P angewendet werden und die oben genannten Effekte werden z.B. mit den Werten 6, 12 und 20 für die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P genauso erreicht wie mit dem Wert 10, wenn die Zähnezahl Z1 eines Seitenrads S, die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P, der Schaftdurchmesser d2 des Ritzelschafts PS und der Teilkegelabstand PCD so eingestellt werden, dass die Formel (13) erfüllt ist.
• Ferner werden in 16 als Referenzbeispiele für den Fall, dass die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P den Wert 12 hat, mit einem rautenförmigen Punkt ein Ausführungsbeispiel, bei dem das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 48/12 und d2/PCD 20,00% ist, und mit einem dreieckigen Punkt ein Ausführungsbeispiel, bei dem das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 70/12 und d2/PCD 16,67% ist, gezeigt. In einer Festigkeitsanalyse, die durch Simulation mit diesen Ausführungsbeispielen durchgeführt wurde, wurde festgestellt, dass die erreichte Zahnradfestigkeit genauso gut oder besser wie bisher ist (konkreter 87% oder mehr der Zahnradfestigkeit des Referenz-Differenzialgetriebes D' beträgt). Wie 16 zeigt, liegen diese Ausführungsbeispiele in dem genannten spezifizierten Bereich.
• Zum Vergleich werden Beispiele gezeigt, die nicht in dem genannten spezifizierten Bereich liegen, und zwar in 14 für den Fall, dass die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P den Wert 10 hat, mit einem sternförmigen Punkt ein Ausführungsbeispiel, bei dem das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 58/10 und d2/PCD 27,50% ist, und mit einem kreisförmigen Punkt ein Ausführungsbeispiel, bei dem das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 40/10 und d2/PCD 34,29% ist, und in 16 für den Fall, dass die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P den Wert 12 hat, mit einem sternförmigen Punkt ein Ausführungsbeispiel, bei dem das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 70/12 und d2/PCD 27,50 % ist, und mit einem kreisförmigen Punkt ein Ausführungsbeispiel, bei dem das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 48/12 und d2/PCD 34,29% ist. In einer Festigkeitsanalyse, die durch Simulation mit diesen Ausführungsbeispielen durchgeführt wurde, wurde festgestellt, dass keine Zahnradfestigkeit erreicht wurde, die genauso gut oder besser wie bisher ist (konkreter 87% oder mehr der Zahnradfestigkeit des Referenz-Differenzialgetriebes D' beträgt). Kurzum konnte festgestellt werden, dass bei Ausführungsbeispielen, die nicht in dem genannten spezifizierten Bereich liegen, die oben genannten Effekte nicht gewonnen werden können.
• Obwohl die oben dargestellte Ausführungsform der vorliegenden Erfindung erläutert wurde, wird die vorliegende Erfindung nicht auf die vorgenannte Ausführungsform beschränkt. Soweit nicht vom Wesentlichen abgewichen wird, sind verschiedene Konstruktionsänderungen möglich.
• Z.B. werden bei der zuvor behandelten Ausführungsform die Dünnwandteile Swt dadurch gebildet, dass die Rückseiten der Mittelwandteile Sw nach innen in Achsenrichtung der Abtriebswellen A zurückgesetzt werden, aber wie in 9 gezeigt können die Rückseiten der Mittelwandteile Sw, ohne dass sie nach innen in Achsenrichtung der Abtriebswellen A zurückgesetzt werden, als eine mit dem Rücken der Verzahnung bündige Fläche ausgebildet werden, in welchem Fall auch die Innenseiten der Cs der Abdeckungsteile C, C' als bündige Fläche ausgebildet werden mit Seitenwandteilen Csi an der Seite des inneren Umfangs und Seitenwandteilen Cso an der Seite des äußeren Umfangs, die bündig zueinander sind.
• Ferner werden bei der Variante der zuvor behandelten Ausführungsform im Seitenwandteil Cs von mindestens einem Abdeckungsteil C der Abdeckungsteile auf der rechten und linken Seite Aussparungen 8 gebildet, aber es ist auch möglich, bei keinem Abdeckungsteil C, C' auf der rechten und linken Seite Aussparungen 8 im Seitenwandteil Cs zu bilden, so dass bei jedem Seitenrad die gesamte Rückseite von dem jeweiligen Seitenwandteil Cs verdeckt wird.
• Ferner wurde mit der zuvor behandelten Ausführungsform eine Variante dargestellt, bei der die Antriebsverzahnung Ig integraler Teil des Antriebselements I ist, der Aufbau kann aber auch so erfolgen, dass ein Zahnkranz getrennt vom Antriebselement I gebildet und nachträglich am Antriebselement I befestigt wird. Weiter kann das Antriebselement I der vorliegenden Erfindung auch ohne die oben beschriebene Antriebsverzahnung Ig oder den Zahnkranz aufgebaut werden z. B. so, dass das Antriebselement I dadurch in Rotation versetzt wird, dass es mit einem Antriebselement, das ihm im Übertragungsweg der Antriebskraft vorgelagert ist, (z.B. dem Abtriebselement eines Planetenrad- oder Reduziergetriebes, dem mit einem Endlosriemen angetriebenen Rad eines Kraftübertragungsmechanismus usw.) gekoppelt wird.
• Ferner wurde mit der zuvor behandelten Ausführungsform eine Variante dargestellt, bei der die Rückseite von jedem Seitenrad des Seitenräderpaars S von einem Abdeckungsteil des Abdeckungsteilpaars C, C' abgedeckt wird, aber bei der vorliegenden Erfindung kann auch für die Rückseite von nur einem Seitenrad ein Abdeckungsteil angebracht werden. In diesem Fall kann der Aufbau auch so erfolgen, dass an der Seite ohne Abdeckungsteil das genannte vorgelagerte Antriebselement positioniert wird und dass an der Seite ohne Abdeckungsteil das vorgelagerte Antriebselement und das Antriebselement des Differentialgetriebes gekoppelt werden.
• Die Breite eines Differenzialgetriebes in Achsenrichtung der Abtriebswellen wird ausreichend verkleinert, so dass das Differenzialgetriebe auch in ein Übertragungssystem, bei dem es viele Layout-Einschränkungen im Umfeld des Differenzialgetriebes gibt, mit großer Freiheit und ohne Schwierigkeit eingebaut werden kann. Seitenräder des Differenzialgetriebes besitzen jeweils einen Wellenteil und einen Mittelwandteil, der die Form einer flachen die Achsenlinie der Abtriebswellen schneidenden Ringplatte hat und den Wellenteil mit einer Verzahnung, die von diesem Wellenteil in Radialrichtung des Antriebselements nach außen versetzt ist, zu einer Einheit verbindet, wobei der Mittelwandteil so ausgebildet ist, dass seine Breite in Radialrichtung größer als der größte Ritzeldurchmesser ist, und Abdeckungsteile besitzen jeweils einen Nabenbuchsenteil und einen Seitenwandteil, der an den genannten Nabenbuchsenteil anschließt und dessen Außenfläche die Achsenlinie der genannten Abtriebswellen orthogonal schneidet, und die Innenseite des Seitenwandteils stützt frei drehbar die Rückseite von mindestens einem der beiden Seitenradteile Mittelwandteil und Verzahnung.

Claims (8)

1. Differenzialgetriebe, das das Drehmoment eines Antriebselements (I), das einen ein Ritzel (P) tragenden Ritzelschaft (PS, PS') hält und sich zusammen mit dem Ritzelschaft (PS, PS') drehen kann, auf ein Paar voneinander unabhängiger Abtriebswellen (A) verteilt, wobei das Differenzialgetriebe mit einem Paar Seitenräder (S), die am äußeren Umfang eine ringförmige Verzahnung (Sg) besitzen, die in das Ritzel (P) greift, und jeweils mit einer Abtriebswelle des Paars von Abtriebswellen (A) verbunden sind, und mit einem Abdeckungsteil (C, C'), das eine Außenseite mindestens eines der beiden Seitenräder (S) abdeckt und sich mit dem Antriebselement (I) in Einheit dreht, ausgestattet ist, wobei das Paar Seitenräder (S) Wellenteile (Sj), die jeweils mit einer der Abtriebswellen (A) verbunden sind, und Mittelwandteile (Sw), die jeweils die Form einer flachen sich mit der Achsenlinie (L) der Abtriebswellen (A) schneidenden Platte haben und die Wellenteile (Sj) mit den Verzahnungen (Sg), die von diesen Wellenteilen (Sj) in Radialrichtung des Antriebselements (I) nach außen versetzt sind, zu einer Einheit verbinden, besitzt, dadurch gekennzeichnet, dass das Ritzel (P) und das Paar Seitenräder (S) Kegelräder sind, und die Mittelwandteile (Sw) so ausgebildet sind, dass ihre Breite (t1) in der Radialrichtung größer als der größte Durchmesser (d1) des Ritzels (P) ist, und wobei das Abdeckungsteil (C, C') ein Nabenbuchsenteil (Cb), das das entsprechende Wellenteil (Sj) konzentrisch umgibt, und ein plattenförmiges Seitenwandteil (Cs), das sich an das Nabenbuchsenteil (Cb) anschließt und eine Außenfläche bildet, die die Achsenlinie (L) der Abtriebswellen (A) orthogonal schneidet, besitzt Innenseite des Seitenwandteils (Cs) die Rückseite von mindestens einem der Mittelwandteil (Sw) und frei drehbar stützt.
2. Differenzialgetriebe nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass bei mindestens einem der Seitenräder (S) der Mittelwandteil (Sw) so ausgebildet ist, dass eine größte Wandstärke des Mittelwandteils (Sw) in Achsenrichtung der Abtriebswellen (A) kleiner als der effektive Durchmesser (d2) des Ritzelschafts (PS, PS') ist.
3. Differenzialgetriebe nach Anspruch 1 oder 2 dadurch gekennzeichnet, dass das Antriebselement (I) am äußeren Umfang eine Antriebsverzahnung (Ig), über die von einer Kraftquelle ein Drehmoment übertragen wird, besitzt und das Seitenwandteil (Cs) des Abdeckungsteils (C, C') so angeordnet ist, dass es innerhalb der Breite des Antriebselements (I) in Achsenrichtung der Abtriebswellen (A) liegt.
4. Differenzialgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3 dadurch gekennzeichnet, dass die Beziehung $$\text{d}3\geqq 3.74\cdot \text{d}2+20\text{mm}$$

   

   erfüllt ist, wobei d2 der effektive Durchmesser des Ritzelschafts (PS, PS') in Millimeter und d3 die Lastpunkt-Länge des Ritzels (P) in Millimeter ist.
5. Differenzialgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4 dadurch gekennzeichnet, dass es die Beziehungen $$\begin{array}{l}\text{Z}1/\text{Z}2\geqq 2\\ \text{PCD}\geqq \mathrm{6,17}\cdot \left(\text{Z}1/\text{Z}2\right)+20\text{mm}\end{array}$$

   

   erfüllt sind, wobei PCD ein Teilkegelabstand des Ritzels (P) zwischen dem Mittelpunkt des Kreissektors, der sich im Längsschnitt des Ritzels (P) ergibt, und dem äußeren des Ritzels (P) in Millimeter ist, Z2 die Zähnezahl eines Ritzels (P) ist und Z1 die Zähnezahl eines Seitenrads (S) ist.
6. Differenzialgetriebe, das mit einem Antriebselement (I), auf das eine Antriebskraft wirkt, einen Ritzelschaft (PS, PS'), der von dem Antriebselement (I) gehalten wird, einem Ritzel (P), das von dem Ritzelschaft (PS, PS') getragen wird, und einem Paar Seitenräder (S), die in das Ritzel (P) greifen und sich relativ zu diesen drehen können, ausgestattet ist, dadurch gekennzeichnet, dass das Ritzel (P) und das Paar Seitenräder (S) Kegelräder sind, und dass $$\text{d}2/\text{PCD}\leqq 3.36\cdot {\left(\frac{1}{\text{Z}1}\right)}^{\frac{2}{3}}\cdot \text{sin}\left({\text{tan}}^{-1}\frac{\text{Z}1}{\text{Z}2}\right)$$

   

   und Z1 / Z2 > 2 erfüllt sind, wobei Z1 die Zähnezahl des Seitenrads (S) ist, Z2 die Zähnezahl des Ritzels (P) ist, d2 der Durchmesser des Ritzelschafts (PS, PS') in Millimeter ist und PCD ein Teilkegelabstand zwischen dem Mittelpunkt des Kreissektors, der sich im Längsschnitt des Ritzels (P) ergibt, und dem äußeren des Ritzels (P) in Millimeter ist.
7. Differenzialgetriebe nach Anspruch 6 dadurch gekennzeichnet, dass Z1 / Z2 ≧ 4 erfüllt ist.
8. Differenzialgetriebe nach Anspruch 6 dadurch gekennzeichnet, dass Z1 / Z2 ≧ 5,8 erfüllt ist.

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