DE102015224892A1

DE102015224892A1 - Differenzialgetriebe

Info

Publication number: DE102015224892A1
Application number: DE102015224892.5A
Authority: DE
Inventors: Naoya Nishimura; Hiroyuki Mori
Original assignee: Musashi Seimitsu Industry Co Ltd
Current assignee: Musashi Seimitsu Industry Co Ltd
Priority date: 2014-12-12
Filing date: 2015-12-10
Publication date: 2016-06-16
Anticipated expiration: 2035-12-11
Also published as: DE102015224892B4; US9739364B2; US20160169370A1

Abstract

Bei einem Differenzialgetriebe wird auch in dem Fall, in dem die Verzahnung der Seitenräder aufgrund einer Vergrößerung des Durchmessers der Seitenräder von den Abtriebswellen weiter entfernt ist, und in dem Fall, in dem die Ritzel unter harten Betriebsbedingungen mit hoher Geschwindigkeit rotieren, ein Festfressen der Ritzelteile, in die die Seitenräder greifen, und ein Festfressen der gleitenden Ritzelteile wirksam verhindert. Die Seitenräder besitzen jeweils einen Wellenteil, der mit einer Abtriebswelle verbunden ist, und einen flachen Mittelwandteil, der den Wellenteil mit der Verzahnung, die vom Wellenteil in Radialrichtung des Antriebselements nach außen versetzt ist, zu einer Einheit verbindet, wobei in dem Mittenwandteil von mindestens einem Seitenrad Öldurchgangskanäle ausgebildet sind, deren beide Enden in der Innen- und Außenfläche des Mittelwandteils geöffnet sind.

Description

Hintergrund der Erfindung
Gebiet der Erfindung
Bei der vorliegenden Erfindung handelt es sich um die Verbesserung eines Differenzialgetriebes, das insbesondere das Drehmoment eines Antriebselements, das Ritzel (Umlaufräder) tragende Ritzelträgerteile (Umlaufradträgerteile) hält und sich zusammen mit den genannten Ritzelträgerteilen drehen kann, über ein Paar Seitenräder (Abtriebsräder), die an ihrem äußeren Umfang eine Verzahnung besitzen, die in die Ritzel greift, auf ein Paar Abtriebswellen verteilt.
Erläuterung der relevanten Technik
Herkömmlich ist ein solches Differenzialgetriebe, das sich z. B. in der Veröffentlichung der japanischen Patentoffenbarung Nr. 2008-89147 findet, weithin bekannt. Diese herkömmlichen Differenzialgetriebe sind so konzipiert, dass durch einen Spalt, der jeweils zwischen dem Rücken eines Seitenrads und einem Differenzialgehäuse angelegt ist, und durch eine Kerbverzahnung zwischen dem inneren Umfang der Seitenräder und dem äußeren Umfang der Abtriebswellen eine ausreichende Versorgung der gleitenden Teile der Ritzel und der Teile der Ritzel, in die die Seitenräder greifen, mit Schmieröl erfolgt.
Aber bei den herkömmlichen Differenzialgetrieben lässt sich nicht effektiv eine größere Menge Schmieröl für die Teile der Ritzel, in die die Seitenräder greifen, sammeln, so dass z. B. in dem Fall, in dem die ineinander greifenden Teile aufgrund einer Vergrößerung des Durchmessers der Seitenräder von den Abtriebswellen weiter entfernt sind, und in dem Fall, in dem die Ritzel unter harten Betriebsbedingungen mit hoher Geschwindigkeit rotieren, die Gefahr besteht, dass die gleitenden Teile der Ritzel und die Teile der Ritzel, in die die Seitenräder greifen, nicht ausreichend mit Schmieröl versorgt werden.
Zusammenfassung der Erfindung
Die vorliegende Erfindung wurde angesichts dieser Situation gemacht mit dem Ziel, ein Differenzialgetriebe, mit dem die oben aufgeführten Probleme gelöst werden können, zur Verfügung zu stellen.
Um das genannte Ziel zu erreichen, besitzen bei einem Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung, das das Drehmoment eines Antriebselements, das Ritzel tragende Ritzelträgerteile hält und sich zusammen mit den Ritzelträgerteilen drehen kann, über ein Paar Seitenräder, die an ihrem äußeren Umfang eine Verzahnung besitzen, die in die genannten Ritzel greift, auf ein Paar Abtriebswellen verteilt, die Seitenräder des genannten Seitenräderpaars jeweils einen Wellenteil, der mit einer Abtriebswelle des genannten Abtriebswellenpaars verbunden ist, und einen flachen Mittelwandteil, der den genannten Wellenteil mit der genannten Verzahnung, die von diesem Wellenteil in Radialrichtung des Antriebselements nach außen versetzt ist, zu einer Einheit verbindet, wobei in dem genannten Mittelwandteil von mindestens einem genannten Seitenrad Öldurchgangskanäle ausgebildet sind, deren beide Enden in der Innen- und Außenfläche des genannten Mittelwandteils geöffnet sind. (Dies ist das erste Merkmal.) Da mit dem genannten ersten Merkmal die Seitenräder des Seitenräderpaars jeweils einen Wellenteil, der mit einer Abtriebswelle verbunden ist, und einen flachen Mittelwandteil, der die Verzahnung, die von dem Wellenteil in Radialrichtung des Antriebselements nach außen versetzt ist, und den Wellenteil zu einer Einheit verbindet, besitzen, können die Seitenräder im Vergleich zu den Ritzeln genügend groß ausgelegt werden, um so die Zähnezahl der Seitenräder ausreichend größer als die Zähnezahl der Ritzel zu machen, wodurch die Belastung der Ritzelträgerteile bei der Drehmomentübertragung von den Ritzeln auf die Seitenräder reduziert, der effektive Durchmesser der Ritzelträgerteile verkleinert und darüber hinaus die Breite der Ritzel in Achsenrichtung verkleinert werden kann, so dass auf diese Weise verbunden mit dem Effekt der Flachheit des Mittelwandteils ein Beitrag zur Reduzierung der Breite des Differenzialgetriebes in Achsenrichtung geleistet werden kann. Weiter da in dem Mittelwandteil von mindestens einem Seitenrad Öldurchgangskanäle ausgebildet sind, deren beide Enden in der Innen- und Außenfläche des Mittelwandteils geöffnet sind, kann auch bei einer Verzahnung eines Seitenrads, die wegen der genannten Vergrößerung des Durchmessers der Seitenräder in Radialrichtung weiter außen liegt, Schmieröl durch die Öldurchgangskanäle von der Außen- zur Innenseite eines Seitenrads fließen, wo das eingeflossene Schmieröl durch die Fliehkraft effektiv zur Verzahnung am äußeren Umfang des Seitenrads und darüber hinaus zu den Ritzeln, in die die Verzahnung greift, gebracht werden kann. Dadurch können auch in dem Fall, in dem die Verzahnung aufgrund einer Vergrößerung des Durchmessers der Seitenräder weiter von den Abtriebswellen entfernt ist, und in dem Fall, in dem die Ritzel unter harten Betriebsbedingungen mit hoher Geschwindigkeit rotieren, die Teile der Ritzel, in die die Seitenräder greifen, und die gleitenden Teile der Ritzel ausreichend mit Schmieröl versorgt werden, so dass ein Festfressen der ineinander greifenden und gleitenden Teile wirksam verhindert werden kann.
Ein Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung ist ferner vorzugsweise mit Abdeckungsteilen, die jeweils einen Seitenwandteil besitzen, der die Außenfläche bei mindestens einem der genannten Seitenräder abdeckt, und so angebracht sind, dass sie sich zusammen mit dem genannten Antriebselement drehen, und mit Unterlegscheiben, die jeweils zwischen der Innenfläche eines genannten Seitenwandteils und der Außenfläche eines genannten Seitenrads liegen, ausgestattet, wobei die relative Position der Unterlegscheiben zu den genannten Öldurchgangskanälen so festgelegt ist, dass jeweils mindestens der innere Umfangsteil einer genannten Unterlegscheibe an den Öffnungen liegt, die die genannten Öldurchgangskanäle in der Außenfläche eines genannten Mittelwandteils besitzen. (Dies ist das zweite Merkmal.)
Da mit dem genannten zweiten Merkmal ein Differenzialgetriebe ferner mit Abdeckungsteilen, die jeweils einen Seitenwandteil besitzen, der die Außenfläche bei mindestens einem der Seitenräder abdeckt, und so angebracht sind, dass sie sich zusammen mit dem Antriebselement drehen, und mit Unterlegscheiben, die jeweils zwischen der Innenfläche eines Seitenwandteils und der Außenfläche eines Seitenrads liegen, ausgestattet ist und die relative Position der Unterlegscheiben zu den Öldurchgangskanälen so festgelegt ist, dass jeweils mindestens der innere Umfangsteil einer Unterlegscheibe an den Öffnungen liegt, die die Öldurchgangskanäle in der Außenfläche eines Mittelwandteils besitzen, kann mit den Unterlegscheiben der Fluss des Schmieröls, das unter der Fliehkraft dazu tendiert, in Radialrichtung nach außen zu fließen, in dem Spalt zwischen der Innenfläche der Abdeckungsteile und der Außenfläche der Seitenräder unterdrückt werden, und mit Hilfe der Innenumfangsseite der Unterlegscheiben durch die Öldurchgangskanäle zur Innenseite der Seitenräder abgeleitet werden. Dadurch kann die Schmierölmenge, die durch die Öldurchgangskanäle läuft und entlang der Innenfläche eines Seitenrads zur Verzahnung am äußeren Umfang fließt, erhöht und der Schmiereffekt für die ineinander greifenden Teile usw. gesteigert werden. Da außerdem die Unterlegscheiben auch als Mittel zur Ölableitung in die Öldurchgangskanäle dient, kann der Aufbau entsprechend vereinfacht und ein Beitrag zur Kostensenkung geleistet werden.
Bei einem Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung wird vorzugsweise jeweils an mindestens einer der gegenüberliegenden Seiten, der Innenseite eines genannten Seitenwandteils oder der Außenseite eines genannten Seitenrads, eine Nut zum Halten einer Unterlegscheibe, in die eine genannte Unterlegscheibe eingefügt und von der sie gehalten wird, gebildet. (Dies ist das dritte Merkmal.)
Da mit dem genannten dritten Merkmal jeweils an mindestens einer der gegenüberliegenden Seiten, der Innenseite eines genannten Seitenwandteils oder der Außenseite eines genannten Seitenrads, eine Nut zum Halten einer Unterlegscheibe gebildet wird, kann die Unterlegscheibe unter Berücksichtigung des Schmieröllaufs zu den Öldurchgangskanälen stabil an einer geeigneten festen Position gehalten werden.
Bei einem Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung sind die genannten Seitenwandteile vorzugsweise mit Aussparungen versehen, die die Außenseite des jeweiligen Seitenrads freilegen, und in der Innenseite der genannten Seitenwandteile durch Vertiefungen Ölführungsnuten ausgebildet, die während der Rotation des Antriebselements Schmieröl so ableiten können, dass es von den Rändern der Aussparungen zu den genannten Unterlegscheiben und in die Öldurchgangskanäle fließt. (Dies ist das vierte Merkmal.)
Da mit dem genannten vierten Merkmal die Seitenwandteile mit Aussparungen versehen sind, die die Außenseite des jeweiligen Seitenrads freilegen, und in der Innenseite der genannten Seitenwandteile durch Vertiefungen Ölführungsnuten ausgebildet sind, die während der Rotation des Antriebselements Schmieröl so ableiten können, dass es von den Rändern der Aussparungen zu den genannten Unterlegscheiben und in die Öldurchgangskanäle fließt, kann das Schmieröl durch den Ölableitungseffekt der Ölführungsnuten unter der vom Antriebselement bewirkten Fliehkraft effektiv so abgeleitet werden, dass es von den Rändern der Aussparungen zu den Unterlegscheiben und in die Öldurchgangskanäle fließt. Folglich ergibt sich nicht nur ein größerer Schmiereffekt für die Unterlegscheiben, es wird auch effektiv die Schmierölmenge, die durch die Öldurchgangskanäle zur Verzahnung am äußeren Umfang der Seitenräder fließt, erhöht, so dass der Schmiereffekt für die ineineinader greifenden Teile usw. noch gesteigert werden kann.
Weiter besitzen, um das oben genannte Ziel zu erreichen, bei einem Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung, das das Drehmoment eines Antriebselements, das Umlaufräder tragende Umlaufradträgerteile hält und sich zusammen mit den Umlaufradträgerteilen drehen kann, über ein Paar Abtriebsräder, die an ihrem äußeren Umfang eine Verzahnung besitzen, die in die genannten Umlaufräder greift, auf ein Paar Abtriebswellen verteilt, die Abtriebsräder des genannten Abtriebsräderpaars jeweils einen Wellenteil, der mit einer Abtriebswelle des genannten Abtriebswellenpaars verbunden ist, und einen flachen Mittelwandteil, der den genannten Wellenteil mit der genannten Verzahnung, die von diesem Wellenteil in Radialrichtung des Antriebselements nach außen versetzt ist, zu einer Einheit verbindet, wobei in dem genannten Mittelwandteil von mindestens einem genannten Abtriebsrad Öldurchgangskanäle ausgebildet sind, deren beide Enden in der Innen- und Außenfläche des genannten Mittelwandteils geöffnet sind, und wobei
und Z1/Z2 > 2 erfüllt sind, wenn Z1 die Zähnezahl eines genannten Abtriebsrads, Z2 die Zähnezahl eines genannten Umlaufrads, d2 der Durchmesser eines genannten Umlaufradträgerteils und PCD der Teilkegelabstand ist. (Dies ist das fünfte Merkmal.)
Da mit dem genannten fünften Merkmal die Abtriebsräder des Abtriebsräderpaars jeweils einen Wellenteil, der mit einer Abtriebswelle verbunden ist, und einen flachen Mittelwandteil, der die Verzahnung, die von dem Wellenteil in Radialrichtung des Antriebselements nach außen versetzt ist, und den Wellenteil zu einer Einheit verbindet, besitzen, können die Abtriebsräder im Vergleich zu den Umlaufrädern genügend groß ausgelegt werden, um so die Zähnezahl der Abtriebsräder ausreichend größer als die Zähnezahl der Umlaufräder zu machen, wodurch die Belastung der Umlaufradträgerteile bei der Drehmomentübertragung von den Umlaufrädern auf die Abtriebsräder reduziert, der effektive Durchmesser der Umlaufradträgerteile verkleinert und darüber hinaus die Breite der Umlaufräder in Achsenrichtung verkleinert werden kann, so dass auf diese Weise verbunden mit dem Effekt der Flachheit des Mittelwandteils ein Beitrag zur Reduzierung der Breite des Differenzialgetriebes in Achsenrichtung geleistet werden kann. Weiter da in dem Mittelwandteil von mindestens einem Abtriebsrad Öldurchgangskanäle ausgebildet sind, deren beide Enden in der Innen- und Außenfläche des Mittelwandteils geöffnet sind, kann auch bei einer Verzahnung eines Abtriebsrads, die wegen der genannten Vergrößerung des Durchmessers der Abtriebsräder in Radialrichtung weiter außen liegt, Schmieröl durch die Öldurchgangskanäle von der Außen- zur Innenseite eines Abtriebsrads fließen, wo das eingeflossene Schmieröl durch die Fliehkraft effektiv zur Verzahnung am äußeren Umfang des Abtriebsrads und darüber hinaus zu den Umlaufrädern, in die die Verzahnung greift, gebracht werden kann. Dadurch können auch in dem Fall, in dem die Verzahnung der Abtriebsräder aufgrund einer Vergrößerung des Durchmessers der Abtriebsräder weiter von den Abtriebswellen entfernt ist, und in dem Fall, in dem die Umlaufräder unter harten Betriebsbedingungen mit hoher Geschwindigkeit rotieren, die Teile der Umlaufräder, in die die Abtriebsräder greifen, und die gleitenden Teile der Umlaufräder ausreichend mit Schmieröl versorgt werden können, so dass ein Festfressen der ineinander greifenden und gleitenden Teile wirksam verhindert werden kann. Ferner kann mit dem genannten fünften Merkmal 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 in der Umgebung 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 sechste Merkmal.)
Ferner erfüllt das Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung vorzugsweise Z1/Z2 ≧ 5,8. (Dies ist das siebte Merkmal.)
Mit dem genannten sechsten und dem genannten siebten 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 weitere 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.
Vereinfachte Erläuterung der Figuren
1 ist ein Längsschnitt (Schnitt entlang der Linie 1-1 in 2) durch ein Differenzialgetriebe und seine Umgebung nach einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung,
2 ist eine Seitenansicht, von einer Seite in Achsenrichtung gesehen und teilweise weggebrochen, (Schnitt entlang der Linie 2-2 in 1) eines Differenzialgetriebes nach der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung,
3 ist eine Seitenansicht, von der anderen Seite in Achsenrichtung gesehen, (Schnitt entlang der Linie 3-3 in 1) des wesentlichen Teils eines Differenzialgetriebes nach der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung,
4 ist ein Schnitt entlang der Linie 4-4 in 1, in dem nur der eine Abdeckungsteil C mit durchgezogenen Linien dargestellt ist,
5 ist ein Schnitt entlang der Linie 5-5 in 1, in dem nur der andere Abdeckungsteil C' und das Antriebselement mit durchgezogenen Linien dargestellt sind,
6A ist eine Vergrößerung des Teils, auf den der Pfeil 6 in 1 zeigt, und 6B ist ein Schnitt entlang der Linie B-B in 6A,
7 zeigt eine Variante des Abdeckungsteils, die dem Abdeckungsteil von 4 entspricht und sich nur durch die Form der Führungsnut unterscheidet,
8 ist ein Teilschnitt entsprechend 6A und zeigt eine Variante des Ritzelträgerteils, die in einem Differenzialgetriebe nach einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung verwendet wird,
9 ist ein Längsschnitt, der ein Beispiel für ein herkömmliches Differenzialgetriebe zeigt,
10 ist ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen der Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit und dem Übersetzungsverhältnis bei einer Zähnezahl der Ritzel von 10 zeigt,
11 ist ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen den Veränderungsraten von Zahnradfestigkeit und Teilkegelabstand zeigt,
12 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,
13 ist ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen dem Verhältnis von Schaftdurchmesser zu Teilkegelabstand und dem Übersetzungsverhältnis bei einer Zähnezahl der Ritzel von 10 zeigt,
14 ist ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen dem Verhältnis von Schaftdurchmesser zu Teilkegelabstand und dem Übersetzungsverhältnis bei einer Zähnezahl der Ritzel von 6 zeigt,
15 ist ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen dem Verhältnis von Schaftdurchmesser zu Teilkegelabstand und dem Übersetzungsverhältnis bei einer Zähnezahl der Ritzel von 12 zeigt,
16 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 eine erste Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, die in den 1 bis 7 dargestellt ist, erläutert. Ein Differenzialgetriebe D dient dazu, 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 wird von einem Getriebegehäuse 1 umschlossen und getragen, das z. B. neben dem Motor im vorderen Fahrzeugteil angeordnet ist.
Das Differenzialgetriebe D ist ausgestattet mit mehreren Ritzeln (Umlaufrädern) P, einem Ritzelschaft PS als Ritzelträgerteil (Umlaufradträgerteil), das 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 (Abtriebsräder) 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 P gezeigt, bei dem der als Ritzelträgerteil verwendete Ritzelschaft PS als geradeliniger 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 P drei oder mehr radiale Abgezweigungen 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 des Ritzelschafts PS 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 stabförmig mit einem auf der ganzen Länge ungefähr gleichen Durchmesser oder stabförmig mit Abstufungen ausgebildet werden. Ferner können am Mantel des Ritzelschafts PS, wo die Ritzel P angefügt sind, konkave Teile gebildet und als Ölkanäle verwendet werden.
Das 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 la und dem äußeren Umfang der jeweiligen Abtriebswelle A angebracht wird, den Zwischenraum abdichtet. Ferner ist im Innenraum des Getriebegehäuses 1 am Boden eine Ölwanne (nicht in der Figur gezeigt) angebracht, die mit einer bestimmten Menge Schmieröl gefüllt wird; dadurch, dass das in die Ölwanne gefüllte Schmieröl im Getriebegehäuse 1 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. Im Übrigen können anstelle der Kegelräder andere Räder verwendet werden, z. B. können die Seitenräder S mit einer Planarverzahnung versehen und die Ritzel P als Stirn- oder Schrägstirnräder ausgebildet 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.
Im Mittelwandteil Sw von mindestens einem Seitenrad (in der vorliegenden Ausführungsform von beiden Seitenrädern) S sind Öldurchgangskanäle 15 ausgebildet, deren beide Enden in der Innen- und Außenfläche des genannten Mittelwandteils Sw geöffnet sind und die den Mittelwandteil Sw durchqueren. Im Übrigen sind die Öldurchgangskanäle 15 in der vorliegenden Ausführungsform als Bohrungen mit einem kreisförmigen Querschnitt und einer zur Achsenlinie L der Abtriebswellen A parallelen Mittelachse ausgebildet, aber die Form des Querschnitts ist nicht auf das in den Figuren gezeigte Beispiel beschränkt; die Bohrungen können mit unterschiedlichen Formen, z. B. Kreissektoren, Ovalen, Polygonen und Rechtecken gebildet werden und ihre Mittelachsenlinie muss nicht parallel zur Achsenlinie L der Abtriebswellen A sein. Z. B. kann dadurch, dass die Mittelachsenlinie der Öldurchgangskanäle 15 schräg zur Achsenlinie L der Abtriebswellen A gelegt wird, so dass diese in Radialrichtung eines Seitenrads S umso weiter nach außen läuft, je näher sie der Innenseite des Seitenrads S kommt, der Fluss des Schmieröls durch die Öldurchgangskanäle 15 zur Verzahnung Sg am äußeren Umfangs eines Seitenrads S (also zu den Ritzeln P) gefördert werden.
Ferner wird der Mittelwandteil Sw eines Seitenrads S so gestaltet, dass seine Breite t1 in Radialrichtung größer ist als der größte Durchmesser d1 eines Ritzels P und seine größte Wandstärke t2 in Achsenrichtung 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. Im Übrigen ist in der vorliegenden ausführlichen Beschreibung ”der effektive Durchmesser d2” der Außendurchmesser d2 des Schafts der von dem Ritzel getrennt oder mit ihm zusammen in Einheit gebildet wird und als Ritzelträgerteil am Antriebselement I angebracht wird (d. h. des Ritzelschafts PS oder eines später erläuterten Trägerwellenteils PS').
Ferner wird der Abdeckungsteil C des 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' als integraler Teil des Antriebselements I ausgebildet. Im Übrigen ist es auch möglich, den anderen Abdeckungsteil C' genauso wie den 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 Achsenrichtung über ein Ende des Antriebselements I herausragt, und ist damit vorteilhaft für die Verkleinerung der Breite des Differenzialgetriebes D in Achsenrichtung der Abtriebswellen A.
Weiter wird, was den Rücken des Mittelwandteils Sw und den Rücken der Verzahnung Sg der Seitenrader S angeht, mindestens eine dieser Stellen (im in der Figur gezeigten Beispiel der Rücken des Mittelwandteils Sw) 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 den Rücken des Seitenrads S von der Innenfläche des Seitenwandteils 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.
Als Nächstes wird unter Bezug auf die 6A und 6B 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 des Antriebselements I Montagenuten Ia 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 die Montagenuten Ia wird von ihrer Öffnung aus jeweils ein quaderförmiger Montagekörper T geschoben. Die Befestigung der Montagekörper T am Antriebselement I erfolgt dadurch, dass der eine Abdeckungsteil C mit den Bolzen b am Antriebselement I befestigt wird, während die Montagekörper T in die Montagenuten Ia des Antriebselements I eingeschoben sind. Ferner wird zwischen einen Montagekörper T und das Ende eines Ritzels P auf der Seite mit dem großen Durchmesser eine ringförmige Anlaufscheibe 25, die eine relative Drehung der beiden zueinander erlaubt, gelegt.
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 dem 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 auf der Seite mit dem großen Durchmesser eines vom Ritzelschaft PS frei drehbar unterstützten Ritzels P und der inneren Mantelfläche 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 des Ritzels P und seiner Umgebung zu verhindern.
Im Übrigen ist der Seitenwandteil Cs des 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 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 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 Abdeckungsteils C in Umfangsrichtung in Abständen mit mehreren der Aussparungen 8 in der Art von Nuten versehen wird, auf der einen Seite von jeder Aussparung 8 in Umfangsrichtung ein Ölrückhalteteil 7 und auf der anderen Seite ein Verbindungsarm 9 ausgebildet ist.
Mit dieser Form des Aufbaus des Seitenwandteils Cs des Abdeckungsteils C, 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 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. Da außerdem der Abdeckungsteil C mit den Aussparungen 8 ausgestattet ist, kann das Schmieröl durch die Aussparungen 8 in das Differenzialgehäuse DC hinein und aus dem Differenzialgehäuse 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 Differenzialgehäuse DC eingeschlossen werden muss und der Abdeckungsteil C selber um die Aussparungen 8 erleichtert ist, wird ein entsprechender Beitrag zur Gewichtsreduzierung des Differenzialgetriebes D geleistet.
Im Übrigen sind die 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 werden bei der vorliegenden Ausführungsform wie in 3 gezeigt bei dem anderen Abdeckungsteil C' genauso wie bei dem einen Abdeckungsteil C Aussparungen 8 im Seitenwandteil Cs ausgebildet. Allerdings werden beim Seitenwandteil Cs des anderen Abdeckungsteils C' die Ölrückhalteteile 7 und das Antriebselement I als Einheit ausgebildet. Im Übrigen kann der Seitenwandteil Cs bei einem der Abdeckungsteile C und C' scheibenförmig ohne Aussparungen (also den Mittelwandteil Sw und den gesamten Rücken der Verzahnung Sg des jeweiligen Seitenrads S abdeckend) ausgebildet werden.
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 der Abdeckungsteile C, 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 wie in der vorliegenden Ausführungsform durch Verschraubung z. B. mittels Bolzen b usw. oder mit Hilfe einer anderen von verschiedenen Verbindungsmethoden (z. B. Schweißen, Nieten usw.) angebunden werden.
Im Übrigen wird zwischen die Innenfläche des Seitenwandteils Cs der Abdeckungsteile C, C' und die Außenfläche der Seitenräder S wie oben beschrieben eine Unterlegscheibe W gelegt, wobei, um die Unterlegscheibe W unter Berücksichtigung des Schmieröllaufs zu den Öldurchgangskanälen 15 an einer geeigneten festen Position zu positionieren und zu halten, an mindestens einer Seite, entweder an der Innenseite eines Seitenwandteils Cs oder an der Außenseite eines Seitenrads S (in dem in der Figur gezeigten Beispiel an der Außenseite eines Seitenrads S) eine ringförmige Nut 16 zum Halten einer Unterlegscheibe gebildet wird, in die die Unterlegscheibe W eingefügt wird.
Dabei wird die relative Position der Unterlegscheiben W zu den Öldurchgangskanälen 15 so festgelegt, dass der innere Umfangsteil einer Unterlegscheibe W an den Öffnungen der Öldurchgangskanäle 15 in der Außenfläche eines Mittelwandteils Sw liegt. Dadurch kann mit den Unterlegscheiben W der Fluss des Schmieröls, das unter der Fliehkraft dazu tendiert, in Radialrichtung nach außen zu fließen, in dem Spalt zwischen der Innenfläche der Abdeckungsteile C, C' und der Außenfläche der Seitenräder S unterdrückt und mit Hilfe der Innenumfangsseite der Unterlegscheiben W durch die Öldurchgangskanäle 15 zur Innenseite der Seitenräder S abgeleitetwerden, so dass die Menge des Schmieröls, das durch die Öldurchgangskanäle 15 läuft und entlang der Innenflächen der Seitenräder S zur Verzahnung Sg fließt, erhöht werden kann.
Ferner werden durch Vertiefungen an der Innenseite des Seitenwandteils Cs der Abdeckungsteile C, C' Ölführungsnuten 17 gebildet, die Schmieröl während der Rotation des Antriebselements I so ableiten können, dass es von den Rändern der Aussparungen 8 zu den Unterlegscheiben W und in die Öldurchgangskanäle 15 fließt; siehe dazu die 4 und 5. Die Ölführungsnuten 17 sind so gebildet, dass sie jeweils von einer ersten Innenwand 17a, die sich vom Rand einer Aussparung 8 schräg zur Tangentialrichtung eines Ölrückhalteteils 7 (konkreter bezüglich der später beschriebenen Normalrichtung des Antriebselements I nach hinten zur Seite der Mittelachsenlinie L hin) erstreckt, einer zweiten Innenwand 17b, die sich in Tangentialrichtung eines Ölrückhalteteils 7 erstreckt, und einem hinteren Wandteil 17c, der die inneren Enden der beiden Innenwände 17a, 17b verbindet, ungefähr Dreiecksform erhalten.
Zudem befindet sich der innere hintere Nutenteil 17i einer Ölführungsnut 17, der von dem hinteren Wandteil 17c begrenzt wird, an einer Position, die sich auf einer zur Rotationsachsenlinie L des Antriebselements I orthogonalen Projektionsfläche immer mit einem Teil einer Unterlegscheibe W und während der Rotation des Antriebselements I zeitweise auch mit einer Öffnung der Öldurchgangskanäle 15 in der Außenfläche des Mittelwandteils Sw überlappt.
Weiter wenn das Drehmoment, das vom Motor für die Vorwärtsfahrt des Fahrzeugs auf die Antriebsverzahnung Ig des Differenzialgetriebes D übertragen wird, das Antriebselement I in Normalrichtung (Richtung des fetten Pfeils in den 2 bis 5) rotieren lässt, dringt Schmieröl, das im Getriebegehäuse 1 im Umfeld des Differenzialgehäuses DC herumgeschleudert wird, aufgrund des Unterschieds der Relativgeschwindigkeiten von herumgeschleudertem Schmieröl und rotierenden Abdeckungsteilen C, C' von den Rändern der Aussparungen 8 in die Ölrückhalteteile 7 (d. h. Ölführungsnuten 17) ein. Das in eine Ölführungsnut 17 eingedrungene Schmieröl wird in dieser Situation vor allem durch die Führungswirkung der ersten Innenwand 17a im inneren hinteren Nutenteil 17i an der Position der Ölführungsnut 17, die sich in Rotationsrichtung am weitesten hinten befindet, effizient gesammelt und effizient vom inneren hinteren Nutenteil 17i zur Unterlegscheibe W und zu den Öldurchgangskanälen 15 abgeleitet. Das Schmieröl, das die Öldurchgangskanäle 15 durchlaufen und die Innenseite eines Seitenrads S erreicht hat, fließt dann an der Innenwand des Mittelwandteils Sw des betreffenden Seitenrads S unter der Fliehkraft in Radialrichtung nach außen und erreicht die Verzahnung Sg des Seitenrads S. Dadurch ergibt sich nicht nur ein größerer Schmiereffekt für die Unterlegscheiben W, es wird auch effektiv die Schmierölmenge, die durch die Öldurchgangskanäle 15 zur Verzahnung Sg am äußeren Umfang der Seitenräder S fließt, erhöht, so dass der Schmiereffekt für die Teile der Ritzel P, in die die Seitenräder S greifen, und die gleitenden Teile der Ritzel P erhöht werden kann.
Außerdem haben die Abdeckungsteile C, 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, und Öffnungen in diesen schrägen Flächen zur Ölführung f bilden auch die Eingänge der genannten Ölführungsnuten 17. Dabei bestehen die schrägen Ölführungsflächen f aus geneigten Flächen, die in einer Schnittansicht (siehe den Teilschnitt in 5), die die Ölrückhalteteile 7 und die Verbindungsarme 9 in der Umfangsrichtung des Antriebselements I quert, beim Ölrückhalteteil 7 und Verbindungsarm 9 jeweils von der äußeren zur inneren Seitenfläche auf die in Umfangsrichtung Mitte von Ölrückhalteteil 7 bzw. Verbindungsarm 9 zu geneigt sind.
Damit ermöglicht die Ölführungswirkung der schrägen Ölführungsflächen f, dass mit der Rotation des Differenzialgehäuses DC Schmieröl glatt von der Außenseite der Abdeckungsteile C, C' zur Innenseite fließen kann, und insbesondere, dass Schmieröl von den in den schrägen Ölführungsflächen f geöffneten Eingängen effizienter in die Ölführungsnuten 17 geschickt wird, so dass in Verbindung mit der oben beschriebenen Ölführungswirkung durch die Ölführungsnuten 17 der Schmiereffekt für die ineinander greifenden Teile usw. erhöht wird.
Im Übrigen sind für die Form der Aussparungen 8 (und so der Ölrückhalteteile 7 und der Verbindungsarme 9) in den Abdeckungsteilen C, C' verschiedene Varianten vorstellbar, sie ist nicht auf die der Ausführungsform in den 2 und 3 beschränkt.
Weiter sind für die Form der Ölführungsnuten 17, die durch Vertiefungen in der Innenfläche des Seitenwandteils Cs der Abdeckungsteile C, C' gebildet sind, verschiedene Varianten vorstellbar; z. B. kann eine Ölführungsnut 17 wie in 7 gezeigt mit einer Folge von Kreisbögen gebildet werden, deren Krümmungen sich von Teilbereich zu Teilbereich unterscheiden. Mit dieser Ölführungsnut 17 wird Schmieröl, das von den Rändern der Aussparungen 8 der Abdeckungsteile C, C' in die Ölführungsnuten 17 fließt, nachdem es im Getriebegehäuse 1 durch die Rotation des Antriebselements I in Normalrichtung herumgeschleudert worden ist, durch die Führungswirkung der ersten kreisbogenförmigen Innenwand 17a, genauso wie bei der in den 1 bis 6B gezeigten Ausführungsform im inneren hinteren Nutenteil 17i an der Position der Ölführungsnut 17, die sich in Rotationsrichtung am weitesten hinten befindet, effizient gesammelt und effizient vom inneren hinteren Nutenteil 17i zur Unterlegscheibe W und zu den Öldurchgangskanälen 15 abgeleitet. Folglich kann mit der in 7 gezeigten Ölführungsnut 17 der gleiche Wirkungseffekt wie mit der in den 1 bis 6B gezeigten Ölführungsnut 17 erzielt werden.
Als Nächstes wird die Wirkung der oben aufgeführten Ausführungsform erläutert. Wenn auf das Antriebselement I des Differenzialgetriebes D der vorliegenden Ausführungsform ein Drehmoment vom Motor übertragen wird, werden, falls sich die Ritzel P dann nicht um den Ritzelschaft PS drehen, sondern mit dem Antriebselement I um die Achsenlinie L des Antriebselements I 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.
Im Übrigen wird das Schmieröl, wenn die Antriebskraft des Motors während der Vorwärtsfahrt des Fahrzeugs mittels des Differenzialgetriebes D auf die rechte und linke Abtriebswelle A übertragen wird, durch die Rotation des Differenzialgehäuses DC in Normalrichtung (der Richtung des fetten Pfeils in den 2 bis 5) überall im Getriebegehäuse 1 kräftig herumgeschleudert und ein Teil dieses herumgeschleuderten Schmieröls fließt wie oben beschrieben von den Aussparungen 8 zur Innenseite der Abdeckungsteile C, C'.
Das Schmieröl, das in eine in der Innenseite des Seitenwandteils Cs der Abdeckungen C, C' angelegte Ölführungsnut 17 eingedrungen ist, wird in dieser Situation wie oben beschrieben durch die Führungswirkung der ersten Innenwand 17a im inneren hinteren Nutenteil 17i effizient gesammelt und von dort effizient zur Unterlegscheibe W und zu den Öldurchgangskanälen 15 abgeleitet, so dass sich nicht nur ein größerer Schmiereffekt für die Unterlegscheiben W ergibt, sondern auch effektiv die Schmierölmenge, die durch die Öldurchgangskanäle 15 unter Fliehkraft zur Verzahnung Sg am äußeren Umfang der Seitenräder S fließt, erhöht werden kann. Dadurch wird der Schmiereffekt für die Teile der Ritzel P. in die die Seitenräder S greifen, und für die gleitenden Teile der Ritzel P erhöht. Dadurch können auch in dem Fall, in dem die Verzahnung Sg der Seitenräder S aufgrund einer Vergrößerung des Durchmessers der Seitenräder S weiter von den Abtriebswellen A entfernt ist, und in dem Fall, in dem die Ritzel P unter harten Betriebsbedingungen mit hoher Geschwindigkeit rotieren, die oben beschriebenen ineinander greifenden und gleitenden Teile effektiv mit Schmieröl versorgt werden, so dass ein Festfressen der ineinander greifenden und gleitenden Teile wirksam verhindert werden kann.
Weiter sind bei dem Differenzialgetriebe D der vorliegenden Ausführungsform die Seitenräder S jeweils mit einem Wellenteil Sj, der mit einer Abtriebswelle A verbunden ist, und mit 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 eines Seitenrads S, die von dem Wellenteil Sj in Radialrichtung des Antriebselements I nach außen versetzt ist, zu einer Einheit verbindet, ausgestattet, wobei der Mittelwandteil Sw so ausgelegt ist, dass seine Breite t1 in Radialrichtung größer als der größte Durchmesser d1 eines Ritzels P ist. Da deswegen der Durchmesser der Seitenräder S relativ zu den Ritzeln P 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 Drehmomentübetragung vom 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 S 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 Wandteil 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 Abdeckungsseitenwandteil 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 Abdeckungsseitenwandteils 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.
Im Übrigen wurde in der oben beschriebenen ersten Ausführungsform eine Variante gezeigt, bei der als Ritzelträgerteil (Umlaufradträgerteil) ein langer Ritzelschaft PS verwendet wird, aber wie in der in 8 gezeigten zweiten Ausführungsform kann der Ritzelträgerteil (Umlaufradträgerteil) auch mit einem Trägerwellenteil PS', der mit dem Ende des Ritzels (Umlaufrads) 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 Trägerwellenteil PS' als integralem Bestandteil am Ende eines Ritzels P kann der Durchmesser eines Ritzels P unabhängig vom Durchmesser des Trägerwellenteils PS' verkleinert (Reduzierung der Breite in Achsenrichtung) werden.
Außerdem wird bei der vorliegenden zweiten Ausführungsform zwischen der äußeren Mantelfläche des Trägerwellenteils 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. Im Übrigen kann für das genannte Lager auch ein Nadellager usw. benutzt werden. Ferner kann das Lager weggelassen werden und der Trägerwellenteil PS' direkt in die Haltebohrung Th des Montagekörpers T eingefügt werden.
Im Übrigen wird bei einem oben aufgeführten herkömmlichen Differenzialgetriebe, wie es sich z. B. in den Veröffentlichungen des japanischen Patents Nr. 4803871 und der japanischen Patentoffenbarung Nr. 2002-364728 findet, (insbesondere bei einem herkömmlichen Differenzialgetriebe, das im Antriebselement mit Ritzeln (Umlaufrädern) und einem Paar Seitenräder (Abtriebsräder), die in die Ritzel (Umlaufräder) greifen, ausgestattet ist) für die Zähnezahl Z1 eines Seitenrads (Abtriebsrads) und die Zähnezahl Z2 eines Ritzels (Umlaufrads) üblicherweise, wie in der japanischen Patentoffenbarung Nr. 2002-364728 angegeben, 14 × 10. 16 × 10 oder 13 × 9 verwendet, so dass sich in diesen Fällen für das Übersetzungverhältnis 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 Übersetzungverhältnissen 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 den oben genannten Ausführungsformen 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 oben genannten Ausführungsformen, die mit den 1 bis 8 (insbesondere den 1 bis 7) erläutert wurden, so dass zur Bezeichnung der einzelnen Komponenten die gleichen Zeichen wie bei den oben genannten Ausführungsformen verwendet werden und auf die Erläuterung des Aufbaus verzichtet wird.
Zunächst werden im Folgenden anhand von 9 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, größer als bei einem herkömmlich existierenden Differenzialgetriebe machen. (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 größer als bei einem herkömmlich existierenden Differenzialgetriebe machen. (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 Referenz-Differenzialgetriebes D' bezogene Veränderungsrate definiert.
Zu [1]
Mit dem Modul M eines Seitenrads S, dem Teilkreisdurchmesser PD₁, dem Teilkreiswinkel θ₁, dem Teilkegelabstand PCD, der im Zahnrad-Eingriffsteil übertragenen Last F und dem übertragenen Drehmoment T ergeben die allgemeinen Formeln für ein Kegelrad M = PD₁/Z1 PD₁ = 2PCD·sinθ₁ θ₁ = tan^–1(Z1/Z2)
Mit diesen Formeln ergibt sich für den Zahnrad-Modul M = 2PCD·sin{tan^–1(Z1/Z2)}/Z1 (1) und für den Modul des Referenz-Differenzialgetriebes D' 2PCD·sin{tan^–1(7/5)}/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).
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 Formel (2) mit der nachfolgenden Formel (3) ausdrücken. Die Formel (3) ist in 10 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.
Im Übrigen ergibt sich mit den oben genannten allgemeinen Formeln für ein Kegelrad der Drehmomentübertragungsabstand eines Seitenrads S gemäß der folgenden Formel (4) zu PD₁/2 = PCD·sin{tan^–1(Z1/Z2)} (4)
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).
Die Formel (5) ist in 10 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 oben genannten Formel (3)) mit der Zunahme-Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit bedingt durch die Abnahme der übertragenen Last (der rechten Seite der oben genannten Formel (5)) multipliziert wird.
Die Formel (6) ist in 10 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 oben 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 Herleitung der Formal (3) gezeigt, dass die Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit eines Seitenrads S dem Quadrat der Veränderungsrate des Moduls entspricht, so dass sich Zahnradfestigkeits-Veränderungsrate in Abhängigkeit von Modul-Zunahme = (PCD2/PCD1)² (7) ergibt. Diese Formel (7) ist in 11 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 eines Seitenrads S proportional zum Teilkegelabstand PCD. Folglich erhält man Zahnradfestigkeits-Veränderungsrate in Abhängigkeit von = PCD2/PCD1 Übertragungslast-Abnahme (8)
Die Formel (8) ist in 11 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 oben 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 oben genannten Formel (8)) multipliziert wird. Zahnradfestigkeits-Veränderungsrate in Abhängigkeit von = (PCD2/PCD1)³ Teilkegelabstand-Zunahme (9)
Die Formel (9) ist in 11 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 Verfahrens [1] (Vergrößerung des Übersetzungsverhältnisses) ausreichend durch die Größe der Zunahme der Zahnradfestigkeit aufgrund des Verfahrens [2] (Vergrößerung des Teilkegelabstands) kompensiert wird, und die Zahnradfestigkeit des Differenzialgetriebes 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 oben genannten Formel (6)), die man mit dem Verfahren [1] erhält, multipliziert mit der durch die Zunahme des Teilkegelabstands bedingten Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit (der rechten Seite der oben genannten Formel (9)), die man mit dem 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. Die Formel (10) ist in 12 als L7 aufgetragen, wobei die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P den Wert 10 hat.
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 12). Die in 12 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 Ritzelträgerteils) 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. Das heißt, im Fall des Referenz-Differenzialgetriebes D' genügt es, d2/PCD ≦ 0,45 zu erfüllen. 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, d2/PCD2 ≦ 0,45/(PCD2/PCD1) (11) zu erfüllen. Weiter kann durch Anwendung der Formel (11) auf die oben genannte Formel (10) der Zusammenhang zwischen d2/PCD und dem Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 in die folgende Formel (12) umgewandelt werden.
Im Fall der Gleichheit ergibt die Formel (12) bei dem Wert 10 für die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P die Linie L8 in 13. 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 10 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 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 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 oben genannten Formel (6)) mit der Veränderungsrate der Zahnradfestigkeit bedingt durch die Zunahme des Teilkegelabstands (der rechten Seite der oben genannten Formel (9)) 87% ergibt) für diesen Zusammenhang zu der folgenden Formel (10').
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.
Wenn in der Formel (13) die Gleichheitsbeziehung gilt, ergibt sich bei dem Wert 10 für die Zähnezahl Z2 eines Ritzels P die Darstellung in 13 (konkreter die Linie L9 in 13); der Bereich, der Formel (13) entspricht, ist dann der Bereich auf und unter der Linie L9 in 13. Somit ist ein spezifizierter Bereich, der in 13 in dem Bereich, in dem die Formel (13) erfüllt ist, rechts von der Linie L10 liegt, wo ein Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 über 2,0 erfüllt ist, (der schraffierter Bereich in 13) 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 Referenz-Differenzialgetriebe D' sichergestellt ist und das Übersetzungsverhältnis Z1/Z2 mehr als 2,0 beträgt. Im Übrigen werden in 13 als Referenzbeispeile 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.
Ferner wenn ein flaches Differenzialgetriebe, das sich im oben genannten spezifizierten Bereich befindet, z. B. den Aufbau der oben beschriebenen Ausführungsformen (konkreter einen in den 1 bis 8 gezeigten Aufbau) hat, kann das flache Differenzialgetriebe, das sich im oben genannten spezifizierten Bereich befindet, auch die Effekte, die sich mit dem bei der oben beschriebenen Ausführungsform gezeigten Aufbau ergeben, realisieren.
Im Übrigen wurden die obigen Erläuterungen (insbesondere die, welche die 10, 12 und 13 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 14, 15 und 16 zeigen. Denn die Formel (13), die wie oben beschrieben hergeleitet 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 15 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 15 zeigt, liegen diese Ausführungsbeispiele in dem oben genannten spezifizierten Bereich.
Zum Vergleich werden Beispiele gezeigt, die nicht in dem genannten spezifizierten Bereich liegen, und zwar in 13 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 15 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 oben genannten spezifizierten Bereich liegen, die oben genannten Effekte nicht gewonnen werden können.
Obwohl die oben dargestellten Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung erläutert wurden, wird die vorliegende Erfindung nicht auf die oben beschriebenen Ausführungsformen beschränkt. Soweit nicht vom Wesentlichen abgewichen wird, sind verschiedene Konstruktionsänderungen möglich.
Z. B. wurde mit den oben beschriebenen Ausführungsformen ein Fall gezeigt, bei dem das Schmieröl, das im Getriebegehäuse 1 beliebig herumgeschleudert wird, wahllos durch die Aussparungen 8 der Abdeckungsteile C, C' eintritt, aber es sind auch Konzepte möglich, bei denen das Schmieröl gezielt in die Aussparungen 8 eintritt, indem es durch die Drehung des Differenzialgetriebes D im Getriebegehäuse 1 in eine bestimmte Richtung geschleudert wird oder indem es dazu gebracht wird, vom Deckenteil des Getriebegehäuses 1 auf bestimmte Stellen zu tropfen, oder Konzepte, bei denen das Schmieröl mit einer Schmierölpumpe unter Druck zwanghaft transportiert wird.
Ferner werden im Fall der oben beschriebenen Ausführungsformen im Seitenwandteil Cs von mindestens einem der Abdeckungsteile C, C' 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 S die gesamte Rückseite von dem Seitenwandteil Cs verdeckt wird.
Ferner wurde bei den oben beschriebenen Ausführungsformen für den Öllauf, der Schmieröl bis zur Außenseite eines Seitenrads S führt, ein Öllauf erläutert, der von den in dem Seitenwandteil Cs der Abdeckungsteile C, C' gebildeten Aussparungen 8 zu den Ölführungsnuten 17 verläuft, aber anstelle dieser Aussparungen 8 (Ölführungsnuten 17) oder zusätzlich zu ihnen können auch andere Ölläufe realisiert werden. Ein anderer Öllauf kann z. B. so konzipiert werden, dass an mindestens einer der Flächen der Zusammenfügung von Wellenteil Sj eines Seitenrads S und Nabenbuchsenteil Cb eines Abdeckungsteils C, C' eine spiralförmige Nut gebildet wird und gekoppelt mit der relativen Drehung zwischen Wellenteil Sj und Nabenbuchsteil Cb Schmieröl von der Außenseite der Abdeckungsteile C, C' durch die spiralförmige Nut zur Außenseite der Seitenräder S gefördert wird, oder so, dass in dem Seitenwandteil Cs der Abdeckungsteile C, C' zusätzlich zu den Aussparungen 8 weitere Öldurchgangskanäle gebildet werden, um Schmieröl von der Außenseite der Abdeckungsteile C, C' zur Außenseite der Seitenräder S zu führen.
Ferner wurde mit der oben beschriebenen Ausführungsform ein Fall gezeigt, bei dem 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 oben beschriebenen Ausführungsform ein Fall gezeigt, bei dem die Rückseite von jedem Seitenrad des Seitenradpaars 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 Abdeckung das im Übertragungsweg der Antriebskraft vorgelagerte Antriebselement positioniert wird und dass an der Seite ohne Abdeckung das vorgelagerte Antriebselement und das Antriebselement des Differentialgetriebes gekoppelt werden.
Ferner wurde bei den zuvor behandelten Ausführungsformen eine Variante gezeigt, bei der durch das Differenzialgetriebe D unterschiedliche Drehungen der rechten und linken Fahrzeugachsen zugelassen werden, aber das Differenzialgetriebe der vorliegenden Erfindung kann auch als ein Mitteldifferenzial, das die Drehzahldifferenz der Vorder- und Hinterräder absorbiert, ausgeführt werden.
Bei einem Differenzialgetriebe wird auch in dem Fall, in dem die Verzahnung der Seitenräder aufgrund einer Vergrößerung des Durchmessers der Seitenräder von den Abtriebswellen weiter entfernt ist, und in dem Fall, in dem die Ritzel unter harten Betriebsbedingungen mit hoher Geschwindigkeit rotieren, ein Festfressen der Ritzelteile, in die die Seitenräder greifen, und ein Festfressen der gleitenden Ritzelteile wirksam verhindert. Die Seitenräder besitzen jeweils einen Wellenteil, der mit einer Abtriebswelle verbunden ist, und einen flachen Mittelwandteil, der den Wellenteil mit der Verzahnung, die vom Wellenteil in Radialrichtung des Antriebselements nach außen versetzt ist, zu einer Einheit verbindet, wobei in dem Mittenwandteil von mindestens einem Seitenrad Öldurchgangskanäle ausgebildet sind, deren beide Enden in der Innen- und Außenfläche des Mittelwandteils geöffnet sind.
ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur

JP 2008-89147 [0002]
JP 4803871 [0073]
JP 2002-364728 [0073, 0073]

Claims

Differenzialgetriebe, das das Drehmoment eines Antriebselements (I), das Ritzel (P) tragende Ritzelträgerteile (PS, PS') hält und sich zusammen mit den Ritzelträgerteilen (PS, PS') drehen kann, über ein Paar Seitenräder (S), die an ihrem äußeren Umfang eine Verzahnung (Sg) besitzen, die in die genannten Ritzel (P) greift, auf ein Paar Abtriebswellen (A) verteilt, dadurch gekennzeichnet, dass die Seitenräder des genannten Seitenräderpaars (S) jeweils einen Wellenteil (Sj), der mit einer Abtriebswelle des genannten Abtriebswellenpaars (A) verbunden ist, und einen flachen Mittelwandteil (Sw), der den genannten Wellenteil (Sj) mit der genannten Verzahnung (Sg), die von diesem Wellenteil (Sj) in Radialrichtung des Antriebselements (I) nach außen versetzt ist, zu einer Einheit verbindet, besitzen und in dem genannten Mittelwandteil (Sw) von mindestens einem genannten Seitenrad (S) Öldurchgangskanäle (15) ausgebildet sind, deren beide Enden in der Innen- und Außenfläche des genannten Mittelwandteils (Sw) geöffnet sind.
Differenzialgetriebe nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass es ferner mit Abdeckungsteilen (C, C'), die jeweils einen Seitenwandteil (Cs) besitzen, der die Außenfläche bei mindestens einem der genannten Seitenräder (S) abdeckt, und so angebracht sind, dass sie sich zusammen mit dem genannten Antriebselement (I) drehen, und mit Unterlegscheiben (W), die jeweils zwischen der Innenfläche eines genannten Seitenwandteils (Cs) und der Außenfläche eines genannten Seitenrads (S) liegen, ausgestattet ist und die relative Position der Unterlegscheiben (W) zu den genannten Öldurchgangskanälen (15) so festgelegt ist, dass mindestens der innere Umfangsteil einer genannten Unterlegscheibe (W) an den Öffnungen liegt, die die genannten Öldurchgangskanäle (15) in der Außenfläche eines genannten Mittelwandteils (Sw) besitzen.
Differenzialgetriebe nach Anspruch 2 dadurch gekennzeichnet, dass jeweils an mindestens einer der gegenüberliegenden Seiten, der Innenseite eines genannten Seitenwandteils (Cs) oder der Außenseite eines genannten Seitenrads (S), eine Nut (16) zum Halten einer Unterlegscheibe, in die eine genannte Unterlegscheibe (W) eingefügt und von der sie gehalten wird, gebildet wird.
Differenzialgetriebe nach Anspruch 2 oder 3 dadurch gekennzeichnet, dass die genannten Seitenwandteile (Cs) mit Aussparungen (8), die die Außenseite des jeweiligen Seitenrads (S) freilegen, ausgestattet sind, und an der Innenseite des genannten Seitenwandteils (Cs) durch Vertiefungen Ölführungsnuten (17) ausgebildet sind, die während der Rotation des Antriebselements (I) Schmieröl so ableiten können, dass es von den Rändern der Aussparungen (8) zu der genannten Unterlegscheibe (W) und in die genannten Öldurchgangskanäle (15) fließt.
Differenzialgetriebe, das das Drehmoment eines Antriebselements (I), das Umlaufräder (P) tragende Umlaufradträgerteile (PS, PS') hält und sich zusammen mit den Umlaufradträgerteilen (PS, PS') drehen kann, über ein Paar Abtriebsräder (S), die an ihrem äußeren Umfang eine Verzahnung (Sg) besitzen, die in die genannten Umlaufräder (P) greift, auf ein Paar Abtriebswellen (A) verteilt, dadurch gekennzeichnet, dass die Abtriebsräder des genannten Abtriebsräderpaars (S) jeweils einen Wellenteil (Sj), der mit einer Abtriebswelle des genannten Abtriebswellenpaars (A) verbunden ist, und einen flachen Mittelwandteil (Sw), der den genannten Wellenteil (Sj) mit der genannten Verzahnung (Sg), die von diesem Wellenteil (Sj) in Radialrichtung des Antriebselements (I) nach außen versetzt ist, zu einer Einheit verbindet, besitzen und in dem genannten Mittelwandteil (Sw) von mindestens einem genannten Abtriebsrad (S) Öldurchgangskanäle (15) ausgebildet sind, deren beide Enden in der Innen- und Außenfläche des genannten Mittelwandteils (Sw) geöffnet sind, wobei
und Z1/Z2 > 2 erfüllt sind, wenn Z1 die Zähnezahl eines genannten Abtriebsrads (S), Z2 die Zähnezahl eines genannten Umlaufrads (P), d2 der Durchmesser eines genannten Umlaufradträgerteils (PS, PS') und PCD der Teilkegelabstand ist.
Differenzialgetriebe nach Anspruch 5 dadurch gekennzeichnet, dass Z1/Z2 ≧ 4 erfüllt ist.
Differenzialgetriebe nach Anspruch 5 dadurch gekennzeichnet, dass Z1/Z2 ≧ 5,8 erfüllt ist.