DE10229367A1

DE10229367A1 - Zahnradgetriebe

Info

Publication number: DE10229367A1
Application number: DE2002129367
Authority: DE
Inventors: Stefan Trampert
Original assignee: FEV Motorentechnik GmbH and Co KG
Current assignee: FEV Europe GmbH
Priority date: 2002-06-29
Filing date: 2002-06-29
Publication date: 2004-01-29

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Zahnradgetriebe mit einem Gehäuse, einer Antriebs- und einer Abtriebswelle, einem mit der Antriebswelle gekoppelten, im Gehäuse gegebenenfalls über die Antriebswelle gelagerten Zahnrad (1), das über wenigstens ein Zwischenzahnrad (5) mit einem die Abtriebswelle antreibenden, im Gehäuse gegebenenfalls über die Abtriebswelle gelagerten Zahnrad (3) in Eingriff steht, und mit einer zweiarmigen, die Achse (6) des Zwischenzahnrads (5) lagernden Nachführeinrichtung für das Zwischenzahnrad (5) zur Kompensation von Abstandsänderungen zwischen An- und Abtriebswelle, wobei die Nachführeinrichtung am Gehäuse angelenkt ist, wobei ein Arm (7) mit einem Ende zur Verbindungslinie zwischen den Achsen (2, 4) der Zahnräder (1, 3) auf der dem Zwischenzahnrad (5) abgewandten Seite angelenkt und dessen Länge derart gewählt ist, daß das Zahnflankenspiel im wesentlichen konstant bleibt.

Description

Die Erfindung betrifft ein Zahnradgetriebe nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Zur Leistungsübertragung in Maschinen und Anlagen werden häufig Zahnradgetriebe verwendet. Eine charakteristische Eigenschaft der Zahnradgetriebe ist das Vorhandensein von Zahnflankenspielen zur Vermeidung des Klemmens der Verzahnung. Dieses Zahnflankenspiel muß in der Lage sein, Fertigungsabweichungen der Radkörper, der Verzahnung, der Lagerpositionen (Achsabstandstoleranzen), elastische Deformationen sowie die Bewegung der Zahnräder und Wellen innerhalb ihres Lagerspieles auszugleichen. Aus den genannten Effekten ergibt sich ein Mindestzahnflankenspiel der Verzahnung. Schon allein durch die Parametererregung der Verzahnung, aber insbesondere bei ungleichförmig betriebenen Maschinen mit Drehweganregung oder wechselnden An- und Abtriebsmomenten kommt es zum Abheben der Zahnflanken und Anschlagen an der Gegenflanke. Das Durchlaufen des Zahnflankenspieles in Zahnradgetrieben verursacht mit steigenden Spielen zunehmend unerwünschte Geräusche und zusätzliche, stoßartige Belastungen im Trieb.
Werden unterschiedliche Werkstoffe für Zahnräder und Gehäuse verwendet, so ändert sich dieses Flankenspiel mit sich gleichmäßig ändernder Temperatur von Zahnrad- und Gehäusestruktur. Besteht beispielsweise das Getriebegehäuse aus einem Aluminiumwerkstoff und die Zahnräder aus einem Stahlwerkstoff, so nimmt unter dem Einfluß der unterschiedlichen Wärmeausdehnungskoeffizienten des Aluminiums und des Stahlwerkstoffes das Zahnflankenspiel mit steigender Temperatur zu. Die niedrigste Temperatur, bei der das Zahnradgetriebe klemmfrei arbeiten muß, bestimmt somit das Mindestzahnflankenspiel, das bei der Auslegung der Verzahnung zu berücksichtigen ist. Dies ist häufig eine sehr niedrige Starttemperatur der Maschine. Wird die Maschine dann über einen weiten Temperaturbereich betrieben, so: stellt sich bei deutlich höherem Wärmeausdehnungskoeffizienten des Gehäuses im Vergleich zum Zahnrad ein signifikant höheres Zahnflankenspiel ein.
Aus den genannten, unerwünschten Effekten resultiert das Bestreben, einen Ausgleich zumindest dieser thermisch bedingten Zahnflankenspieländerung zu realisieren.
Eine besondere Anforderung an jede Art von Spielausgleich ist, daß die zum Ausgleich notwendigen konstruktiven Maßnahmen selbst nicht oder nur unwesentlich zu einer Erhöhung der Belastung in der Verzahnung und damit zu einer Überkompensation der geringeren Stoßbelastung führen. Wird das Flankenspiel beispielsweise durch geeignete Mechanismen vollständig ausgeglichen, so muß dieser Mechanismus in der Lage sein, auf toleranz-, spiel- und elastizitätsbedingte Änderung der Zahneingriffsbedingung unter Last zu reagieren. Einflußgrößen sind u. a.:
Toleranzen:

– Teilungsabweichung
– Rundlaufabweichung (AußerMittigkeit)
– Achslageabweichungen (Taumel)

Spiele:

– Lagerspiele
– Flankenspieländerungen über Zahnradumfang

Elastizitäten

– Wellen-/Gehäusedeformation
– Zahndeformation unter Last

Die Frequenz, mit der Verzahnungsabweichungen variieren, entsprIcht mindestens der Drehfrequenz des Zahnrades. Spiel- und elastizitätsbedingte Änderungen des Zahneingriffs werden bei ungleichförmig arbeitenden Maschinen durch die Anregungsfrequenzen bestimmt und können ein vielfaches der Drehfrequenz des Zahnrades betragen. Ein vollständiger Zahnflankenspielausgteich erfordert daher hohe Anforderungen- an die dynamische Güte des ausgleichenden Mechanismus – ganz im Gegensatz zum nahezu statischen Ausgleich der thermisch bedingten Flankenspieländerung.
Mechanismen zum vollständigen Ausgleich des Zahnflankenspiels in Zahnradgetrieben sind an sich bekannt. Hierzu werden beispielsweise

– zwei axial hintereinander angeordnete Zahnradhälften, die tangential, beispielsweise mittels Elastomeren, Federn, oder hydraulischen Aktoren gegeneinander verspannt sind und mit getriebener Flanke und Rückflanke eines Gegenrades gleichzeitig in Kontakt sind
– Zahnräder mit leicht kegeliger Verzahnung (Kegelwinkel 1:30 bis 1:10) und axialer Zustellung
– eine radiale Zustellung eines Zahnrades einer einzelnen Radpaarung oder
– zwei axial hintereinander angeordnete Zahnradstufen, die gegeneinander verspannt sind, so daß jeder Zahnradstufe eine Drehmomentenrichtung zugeordnet werden kann, verwendet.

Die erstgenannte Variante führt bei hohen Wechsellastanteilen zur deutlichen Erhöhung der gesamten Baubreite, da beide Zahnradhälften näherungsweise gleiches Moment übertragen müssen, was bei kritischen Bauraumsituationen nicht realisiert werden kann. Ein vollständiger Ausgleich ist nur bei Endrädern, nicht jedoch bei Zwischenrädern möglich.
Bei axialer Zustellung ist ebenfalls erhöhter Bauraum durch den axialen Verschiebeweg und den Zustellmechanismus notwendig. Insbesondere bei der kegeligen Verzahnung ist die oben beschriebene, bei ungleichförmiger Betriebsweise erforderliche dynamische Güte nur schwer erreichbar. Die radiale Zustellung eines Zahnrades eignet sich nur für ein Endrad und erfordert auch die radiale Beweglichkeit der Welle (Achsabstandsänderung).

Aus DE 39 06 639 A1 ist ein zwischen allen Zähnen im Zahnfuß geschlitzter Zahnradkörper bekannt, der durch die Elastizität der einzelnen Zähne in tangentialer Richtung die toleranz-, spiel- und elastizitätsbedingte Änderung der Zahneingriflsbedingung nahezu klemmfrei abfedern kann. Der Ausgleich des Zahnflankenspieles ist aber bei größeren Achsabstandsänderungen mit deutlicher Zunahme der Normalkräfte auf die Zahnflanke verbunden, Es sind nur geringe Drehmomente zu übertragen.

Aus DE-PS 614 431 und DE 37 08 149 C1 sind Getriebestufen mit Zwischenzahnrädern und mindestens zwei Lenkern bzw. Kassetten bekannt. Die beiden Lenker sind ausgehend vom Zwischenzahnrad einerseits mit der Antriebs- und andererseits mit der Abtriebswelle drehbar verbunden. Die so angeordneten Lenker hatten den Achsabstand von Antriebszahnrad und dem in beiden Lenkern gelagerten Zwischenrad konstant. Damit können Achsabstandsänderungen von An- und Abtriebszahnrad ausgeglichen werden. Haben Lenker- und Zahnradwerkstoff gleichen thermischen Ausdehnungskoeffizienten, so bleibt das Zahnflankenspiel auch bei thermischen Dehnungen konstant. Diese Lösungen ermöglichen durch besondere konstruktive Maßnahmen an den Wellen, Zahnrädern und Lenkern zusätzlich eine Variation der Lage beider Achsen (Antrieb und Abtrieb) zueinander. Insgesamt ist die Zahl der Lenker und insbesondere die Vielzahl der spielbehafteten Lager- und Verbindungsstellen von Lenker zu Gehäuse bzw. Zahnrad und den beiden Lenkern untereinander Ursache für die sehr geringe Steifigkeit eines solchen Getriebes.

Aufgabe der Erfindung ist es, ein Zahnradgetriebe nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 zu schaffen, bei dem die Zahnflankenspieländerung, welche durch Änderung des Abstandes von Antriebs- zu Abtriebswelle während des Betriebes verursacht wird, ausgeglichen wird.

Diese Aufgabe wird entsprechend dem kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 gelöst.

Hierdurch ist es möglich, die Änderung des Abstandes von Antriebs- zu Abtriebswelle, die funktionell beabsichtigt, schwingungsdynamisch, insbesondere aber auch thermisch bedingt sein kann, wenn Gehäusewerkstoff und Zahnradwerkstoff -unterschiedttche thermische Längenausdehnungskoeffizienten haben, durch einen Ausgleichsmechanismus mit geringer oder gar keiner Rückwirkung auf das dynamische Verhalten des Triebes zu kompensieren, wodurch sich ein Mechanismus geringer Komplexität und hoher Steifigkeit ergibt.

Hierbei werden Verschiebungen derart abgegriffen und in die Lagerung der mit ihnen kämmenden Zahnräder eingeleitet, daß das Zahnflankenspiel bei geringer Komplexität der gesamten Anordnung, d.h. bei geringer Anzahl an Fügestellen und Lagerspielen, konstant gehalten wird. Beispielsweise wird im Fall der Verschiebung durch thermische Dehnung die Nachführung eines Zwischenradrades unmittelbar am Gehäuse zwischen den Zahnrädern abgegriffen. Die Gestaltung von Lagerung, Gehäuse und Welle im Bereich des antriebswellen- und abtriebswellenseitigen Zahnrades bleiben im wesentlichen unberührt.

Außerdem können hierbei die Funktionen Zwischenzahnradführung und Zustellung zum Flankenspieländerungsausgleich konstruktiv voneinander getrennt sein, wodurch sich eine weitere Steigerung der Steifigkeit der Anordnung ergibt. Eine für die Zustellbewegung verantwortliche Schubstange kann wegen dieser Funktionstrennung beliebig angeordnet werden.

Durch Auswahl der Werkstoffe mit optimalen thermischen Dehnungskoeffizienten, insbesondere für die als „Schwinge" bzw. „Schubstange" dienenden Bauteile der Nachführeinrichtung kann eine optimale Anordnung der Bauteile für einen vollständigen Ausgleich der Zahnflankenspieländerung erreicht werden.

Die Erfindung wird nachstehend anhand von schematisch in den beigefügten Abbildungen dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert.
1 zeigt schematisch ein Zahnradgetriebe.
2 zeigt die geometrischen Verhältnisse des Zahnradgetriebes von Fig. 1
3 zeigt ein Diagramm, in dem für das Zahnradgetriebe von 1 bei symmetrischer Anordnung für eine Nachführeinrichtung eines Zwischenzahnrades die zum Ausgleich thermisch bedingter Flankenspieländerung erforderliche Schwingenlänge gegenüber dem Teilkreisdurchmesser des Zwischenzahnrads aufgetragen ist.
4 bis 7 zeigen schematisch weitere Ausführungsformen.
Das in 1 dargestellte Zahnradgetriebe umfaßt ein erstes Zahnrad 1, das mit seiner Achse 2 in einem schematisch angedeuteten Gehäuse drehbar gelagert ist. Das Zahnrad 1 ist mit einer – nicht dargestellten – Antnebswelle gekoppelt, die zugleich auch zur Lagerung des Zahnrads 1 in dem Gehäuse dienen kann.
Das Zahnradgetriebe von 1 umfaßt ferner ein zweites Zahnrad 3, das mit seiner Achse 4 in dem Gehäuse drehbar gelagert ist. Das Zahnrad 3 ist mit einer zur Antriebswelle parallelen – nicht dargestellten – Abtriebswelle gekoppelt, die zugleich auch zur Lagerung des Zahnrads 3 in dem Gehäuse dienen kann.
Das Zahnrad 3 wird von dem Zahnrad 1 über ein Zwischenzahnrad 5 angetrieben, an dessen Achse 6 eine Nachführeinrichtung für das Zwischenzahnrad zur Kompensation von Abstandsänderungen zwischen An- und Abtriebswelle angreift.
Bei dem in 1 dargestellten Ausführungsbeispiel wird die Nachführeinrichtung aus einer Schwinge 7 und einem daran angelenkten Arm 8 gebildet. Die Schwinge 7 und der Arm 8 sind mit ihren Enden gehäuseseitig angelenkt und um die Achse 6 des Zwischenzahnrads 5 drehbar angeordnet. Die Schwinge 7 ist bezüglich der Verbindungslinie zwischen den Achsen 2, 4 der Zahnräder 1, 3 auf der dem Zwischenzahnrad 5 abgewandten Seite am Gehäuse angelenkt. Der Arm 8 ist in einem Winkel zur Schwinge 7 angeordnet und gegebenenfalls mit einer Bedämpfung 9, etwa einem in einem Zylinder angeordneten Bedämpfungskolben, versehen.
Eine funktionell erwünschte Verschiebung eines Zahnrades 1 bzw. 3 und/oder die thermische Dehnung des Gehäuses und der weiteren Bauteile des Zahnradgetriebes wird hierbei so in das Zwischenzahnrad 5 eingeleitet, daß das Zwischenzahnrad 5 der Verschiebung der mit diesem kämmenden Zahnräder 1, 3 derart nachgeführt wird, daß das Zahnflankenspiel aller Radpaarungen im Zahnradgetriebe im wesentlichen konstant gehalten wird.
In 1 ist beispielhaft fett durchgezogen die Ausgangssituation dargestellt, während schwach durchgezogen bzw. gestrichelt die Situation aufgrund thermischer Dehnung im Zahnradgetriebe dargestellt ist. Der Anlenkpunkt „O" der Schwinge 7 am Gehäuse verschiebt sich relativ zum Mittelpunkt der Achse 2 des Zahnrads 1, dem Punkt „1" nach „O", der Mittelpunkt der Achse 4 des Zahnrads 3 verschiebt sich relativ zum Punkt „1" von Punkt „3" nach Punkt „3'" und der Mittelpunkt der Achse 6 des Zwischenzahnrads 5 wird vom Punkt „2" zum Punkt „2'" nachgeführt.
Bei einer bestimmten Länge 1 der Schwinge 7 erfolgt ein vollständiger Ausgleich der Zahnflankenspieländerung. Die Länge 1 ist abhängig von den Abständen der Zahnräder 1, 3 zueinander, den Winkeln, die die Verbindungslinien der Achsmittelpunkte bilden, den thermischen Dehnungskoeffizienten der Werkstoffe von Gehäuse, Zahnrädern 1, 3, des Zwischenzahnrads 5 und der Schwinge 7 sowie von deren Temperaturen. Die in 1 gezeigte Konstellation erfordert einen kleineren thermischen Dehnungskoeffizienten der Schwinge 7 (und der Zahnräder 1, 3, 5) im Vergleich zum Gehäuse. Liegen die Punkte „O" und „O'" der gezeigten Anordnung oberhalb der senkrecht auf der die y-Halbachse bildenden Verbindungslinie der Punkte „1" und „3" stehenden negativen Halbachse „x", so ist für die Schwinge ein Werkstoff mit größerem thermischem Ausdehnungskoeffizienten als der des Gehäuses vorzusehen.
In 2 sind die geometrischen Positionen und Winkel im einzelnen dargestellt und benannt. Für einen vollständigen Ausgleich der thermisch bedingten Zahnflankenspieländerung läßt sich die erforderliche Länge I ableiten, vgl. Formeln C.1.1, C.1.2 und C.1.3 am Schluß der Beschreibung.
Zum Ausgleich der Flankenspieländerung allein kann der Winkel ε der Geraden „O"–„2" zur- Senkrechten auf die Gerade „1"–„3a" innerhalb bestimmter Grenzen beliebig gewählt werden. Um jedoch bei der Ausführungsform von 1 ein an der Schwinge wirkendes, aus den Zahneingriffskräften resultierendes Drehmoment um den Punkt „O" bzw. „O'" zu vermeiden, muß der Winkel ε gemäß der am Schluß der Beschreibung aufgeführten Formel C.1.4 gewählt werden.
Bei Berücksichtigung dieser Formel und bei stationärem Betrieb (konstante Drehzahl) des Zahnradgetriebes bleibt die Schwinge 7 frei von Drehmomenten um ihren Drehpunkt „o" bzw. „O'" und die Zahneingriffe frei von zusätzlichen Normalkräften. Bei sehr schnell wechselnden Drehzahlen ergibt sich eine Schwingungsneigung der Schwinge 7 um ihren Drehpunkt „0" bzw. „O'". Grund hierfür sind unterschiedliche Zahneingriffskräfte am Zwischenzahnrad 5, verursacht allein durch die Trägheit des Zwischenzahnrads 5 bei starken Beschleunigungen. Dieser Schwingungsneigung kann entweder durch eine gewollte Abweichung des Winkel ε vom Idealwert bei stationärem Betrieb der Schwinge oder durch das Vorsehen des Dämpfungselements 9 entgegengewirkt werden.
Wenn ε = 0° und gleichem Abstand zwischen den Punkten „1" und „2" sowie „2" und „3", d.h. a₁₂ = a₂₃, ist, d.h. eine symmetrische Anordnung vorliegt, und ferner folgende Parameter vorhanden sind:

Teilkreisdurchmesser der Zahnräder 1 und 3 100[mm]

Längenausdehnungskoeffizient des Gehäuses α_G 23e-6 [1/K]

Längenausdehnungskoeffizient Zahnräder α_ZR 11,5e-6 [1/K]

ergibt sich für die erforderliche Länge I der Schwinge für entsprechende α-Werte der Schwinge die in dem Diagramm von 3, in dem die Schwingenlänge I in mm gegenüber dem Teilkreisdurchmesser d2 in mm des Zwischenzahnrads 5 aufgetragen ist, dargestellte Kurvenschar. Außerdem ist in 3 der Winkel γ eingetragen.
Wie aus 3 entnehmbar ist, kann bei sehr kleinen thermischen Ausdehnungekoeffizienten des Werkstoffs für die Schwinge. eine relativ kurze Länge I der Schwinge und damit eine insgesamt kompakte Anordnung realisiert werden. Ein für diese Anordnung günstiger Werkstoff mit sehr kleinem, mittlerem Ausdehnungskoeffizienten im Temperaturbereich von 0° bis 100°C ist beispielsweise Nickelstahl, so etwa FeNi36.
Durch die Schwinge gemäß 1 erfolgt eine Lagerung und Führung des Zwischenzahnrads 5, wobei die Lager-Reaktionskräfte auf das Gehäuse übertragen werden. Ferner wird hierdurch das Zwischenzahnrad 5 entsprechend der unterschiedlichen thermischen Dehnung von Zahnrädern 1, 3, Zwischenzahnrad 5, Schwinge und Gehäuse zum Ausgleich der damit verbundenen Zahnflankenspieländerung nachgeführt.
Eine besonders günstige Gestaltung kann erreicht werden, wenn die Funktion der Lagerung des Zwischenzahnrads 5 und der Nachführung hiervon verschiedenen Bauteilen zugeordnet wird. Eine derartige Anordnung ist in 4, 5 dargestellt, bei der das Zwischenzahnrad 5 über einen Doppelexzenter 10 der Verschiebung der mit ihm kämmenden Zahnräder 1, 3 nachgeführt wird. Die Verstellung des Doppelexzenters 10 erfolgt hierbei über die als Schubstangen dienenden Arme 7, 8 der Nachführeinrichtung, die an einer inneren bzw. einer äußeren Exzenterscheibe des Doppelexzenters 10 mit der Exzentrizität e (vgl. 5), der von einer Lagerschale 11 aufgenommen ist und selbst den Lagerzapfen 12 des Zwischenzahnrads 5 aufnimmt, angelenkt sind. Durch die Trennung der Führung des Zwischenzahnrads 5 vom eigentlichen Nachführmechanismus ist eine sehr steife Anbindung des Zwischenzahnrads 5 an das Gehäuse möglich. Da die als Schubstangen dienenden Arme 7, 8 lediglich Verstellkräfte für den Doppelexzenter 10 übertragen müssen, können sie entsprechend einfach und leicht gestaltet sein. Eine optimale Werkstoffauswahl hinsichtlich der thermischen Dehnungskoeffizienten wird aufgrund der relativ geringen Verstellkräfte deutlich vereinfacht. Hier interessieren auch besonders technische Kunststoffe, mit z.T. sehr großen Längenausdehnungskoeffizienten bei inverser Anordnung der Schubstangen. Die Lage der Schubstangen kann beliebig und in Anpassung an die Bauraumsituation gewählt werden. Die Länge der verwendeten Schubstangen ist unter Berücksichtigung einer möglicherweise wirksamen Übersetzung (hier die des Exzenters) zu wählen und kann für verschiedene Schubstangen einer Nachführeinrichtung auch unterschiedlich sein.
Zur Kosteneinsparung bei der Montage lassen sich die Bauteile zum Ausgleich der thermisch bedingten Flankenspieländerung des Zahnradeingriffs mindestens im Bereich des ausgleichenden Zwischenzahnrades 5 (Zwischenzahnrad 5, Lagerelemente, Schwinge oder Schubstangen, Exzenter, Dämpfungselemente etc.) vormontiert einsetzen. Auch kann der gesamte Rädertriebsatz einschließlich der ausgleichenden Elemente in einem Hilfsrahmen montiert werden, der in das Gehäuse eingesetzt, anschließend entfernt und gegebenenfalls wiederverwendet wird.
6 zeigt eine Ausführungsform, bei der der Arm 7 der Nachführeinrichtung als das Zwischenzahnrad 5 lagernde Schwinge und der Arm 8 als Schubstange wirkt, wobei beide über einen am Gehäuse angelenkten Winkelhebel 13 miteinander gekoppelt sind. Die Schwinge läßt sich hierbei kurz und kompakt ausführen. Infolge des Winkelhebels 13 ist die Schwinge exzentrisch gelagert, wobei die Zustellung über die Schubstange erfolgt.
7 zeigt eine zur Ausführungsform von 6 ähnliche Ausführungsform, bei der eine funktional bedingte Verschiebung des Zahnrades 3 abgegriffen und das über die Schwinge gelagerte Zwischenzahnrad 5 durch die Schubstange entsprechend nachgestellt wird.

Claims

Zahnradgetriebe mit einem Gehäuse, einer Antriebs- und einer Abtriebswelle, einem mit der Antriebswelle gekoppelten, im Gehäuse gegebenenfalls über die Antriebswelle gelagerten Zahnrad (1 ), das über wenigstens ein Zwischenzahnrad (5) mit einem die Abtriebswelle antreibenden, im Gehäuse gegebenenfalls über die Abtriebswelle gelagerten Zahnrad (3) in Eingriff steht, und mit einer zweiarmigen, die Achse (6) des Zwischenzahnrads (5) lagernden Nachführeinrichtung für das Zwischenzahnrad (5) zur Kompensation von Abstandsänderungen zwischen An- und Abtriebswelle, dadurch gekennzeichnet, daß die Nachführeinrichtung am Gehäuse angelenkt ist, wobei ein Arm (7) mit einem Ende zur Verbindungslinie zwischen den Achsen (2, 4) der Zahnräder (1, 3) auf der dem Zwischenzahnrad (5) abgewandten Seite angelenkt und dessen Länge derart gewählt ist, daß das Zahnflankenspiel im wesentlichen konstant bleibt.
Zahnradgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Nachführeinrichtung eine Schwinge umfaßt.
Zahnradgetriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Schwinge zweiarmig ist.
Zahnradgetriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Schwinge gedämpft ist.
Zahnradgetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Nachführeinrichtung miteinander gekoppelte Bauteile (7, 8) aufweist, die funktionsmäßig in Bezug auf Lagerung und Nachführung des Zwischenzahnrads (5) getrennt sind.
Zahnradgetriebe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Nachführeinrichtung eine Schubstange zur Nachführung des Zwischenzahnrads (5) umfaßt.
Zahnradgetriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Nachführeinrichtung eine Schubstange zur Lagerung des Zwischenzahnrads (5) umfaßt.
Zahnradgetriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Zwischenzahnrad (5) auf einem Doppelexzenter (10) mit zwei gegeneinander über je eine Schubstange verstellbaren Exzentern gelagert ist.
Zahnradgetriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die am Zwischenzahnrad (5) angreifende Schubstange über einen Winkelhebel (13) am Gehäuse gelagert ist, an dem eine weitere Schubstange angreift.
Zahnradgetriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Zwischenzahnrad (5) über eine Schwinge gelagert ist.
Zahnradgetriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Schwinge über einen Winkelhebel (13), an dem eine Schubstange angreift, am Gehäuse gelagert ist.
Zahnradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Nachführeinrichtung eine Schwinge aus einem Werkstoff mit geringem thermischen Ausdehnungskoeffizienten, insbesonderen aus einem Nickelstahl, umfaßt.