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Die
Erfindung betrifft ein Planetengetriebe mit einem Hohlrad, Planetenrädern und
einem Sonnenrad.
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Im
Allgemeinen enthält
ein Planetengetriebe ein Hohlrad und ein Sonnenrad, deren Achsen
fluchtend zu der Drehachse ausgerichtet sind, einen um die Drehachse
drehbaren Träger,
und ein Planetenrad, das drehbar in einem in dem Träger gebildeten Aufnahmeloch
aufgenommen ist. Das Planetenrad ist mit dem Hohlrad und dem Sonnenrad
in Eingriff. Wenn somit zum Beispiel der Träger drehangetrieben wird, wird
seine Drehung durch das Planetenrad auf das Hohlrad und das Sonnenrad übertragen. Wenn
sich dabei das Planetenrad um seine eigene Achse dreht, werden das
Hohlrad und das Sonnenrad differenziell gedreht. Wenn sich dabei
das Planetenrad nicht um seine eigene Achse dreht, werden das Hohlrad,
der Träger,
das Planetenrad und das Sonnenrad integral gedreht (siehe offengelegte
japanische Patentanmeldungs-Nr.
JP 04-312 247 A ,
JP 09-112 657 A und
JP 09-144 844 A ).
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Wenn
bei dem oben genannten Planetengetriebe das Planetenrad bei differenzieller
Drehung um seine eigene Achse gedreht wird, wird ein Reibungswiderstand
(Reibmoment) zum Stoppen der Drehung des Planetenrades zwischen
der Außenrandfläche des
Planetenrades und der Innenrandfläche des Aufnahmeloches erzeugt.
Außerdem,
da das Hohlrad, das Planetenrad und das Sonnenrad eine Schrägverzahnung
haben, wirkt eine Schubkraft auf den Bereich zwischen dem Hohlrad
und dem Planetenrad und zwischen dem Sonnenrad und dem Planetenrad. Durch
diese Schubkraft werden das Hohlrad und das Sonnenrad in Axialrichtung
gedrückt,
so daß ihre Endflächen gegen
ein Gehäuse
des Planetengetriebes gedrückt
werden und die Endfläche
des Planetenrades gegen die Bodenfläche des Aufnahmeloches gedrückt wird.
Als Folge davon, wird ein Reibmoment zum Stoppen der Drehung des
Hohlrades, des Sonnenrades und des Planetenrades an den jeweiligen
Endflächen
dieser Räder
erzeugt. Durch dieses Drehmoment wird die differenzielle Drehung zwischen
dem Hohlrad und dem Sonnenrad begrenzt. Außerdem ändert sich die die Differenz
begrenzende Kraft in Einklang mit dem Eingangsmoment. Demzufolge
hat das oben erwähnte
Planetengetriebe im Wesentlichen einen drehmomentabhängigen Differentialbegrenzungsmechanismus.
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Das
herkömmliche
Planetengetriebe, das einen solchen Differentialbegrenzungsmechanismus hat,
ist jedoch mit dem Problem behaftet, daß das Drehmomentverhältnis, das
zwischen dem auf das Hohlrad übertragene
Drehmoment und dem auf das Sonnenrad bei differenzieller Drehung übertragene Drehmoment
existiert, erheblich schwankt.
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Bei
dem herkömmlichen
Differentialgetriebe bilden die Zähne des Hohlrades, des Sonnenrades und
des Planetenrades eine Schrägverzahnung,
so daß ein
Reibmoment auf die jeweiligen Endflächen des Hohlrades, des Sonnenrades
und des Planetenrades wirkt. Wegen der Schrägverzahnung werden die Stellen,
an denen das Planetenrad mit dem Hohlrad und dem Sonnenrad kämmt, in
Einklang mit der Drehung des Planetenrades zyklisch axial verschoben.
Wenn die Kämmstelle
an einer Endseite des Planetenrades ist, wird das Planetenrad in
Richtung auf eine Seite bezüglich
der Achse des Aufnahmeloches durch die Kämmreaktion zwischen dem Planetenrad
und dem Hohlrad und dem Sonnenrad schräggestellt. Wenn die Kämmstelle
an dem zentralen Teil in der Axialrichtung des Planetenrades ist,
ist das Planetenrad parallel zu der Achse des Aufnahmeloches. Wenn
die Kämmstelle
auf der anderen Endseite des Planetenrades liegt, wird das Planetenrad
in Richtung auf die andere Seite bezüglich der Achse des Aufnahmeloches
schräggestellt.
Wenn sich der Schrägstellzustand
des Planetenrades ändert, ändert sich
der Kontaktdruck zwischen der äußeren Randfläche des
Planetenrades und der inneren Randfläche des Aufnahmeloches in Einklang
mit dem Kämmzyklus
(= 360 Grad/Anzahl der Zähne
des Planetenrades) des Planetenrades. Als Folge davon, schwankt
das auf das Planetenrad wirkende Reibmoment zyklisch.
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Wenn
nur ein Planetenrad vorhanden ist, ist das Problem nicht sehr ernst,
weil die Größe der Schwankung
des Reibmomentes relativ klein ist. Das Planetengetriebe enthält normalerweise
aber mehrere Planetenräder.
Angenommen, die Anzahl der Planetenräder ist sechs und das Reibmoment
eines jeden Planetenrades ändert
sich im Bereich von 0 bis 2, dann ändert sich das Reibmoment der
sechs Planetenräder
im Ganzen in einem Bereich von 0 bis 12, wie in 8 gezeigt.
Weil sich bei dem herkömmlichen
Planetengetriebe das Reibmoment eines jeden Planetenrades mit der
gleichen Phase ändert,
summiert sich die Änderung
des Reibmomentes eines jeden Planetenrades. Dies bedeutet, daß der Schwankungsbereich
sechs mal so groß ist,
d. h., daß der Schwankungsbereich
so groß wie
der normale Bereich multipliziert mit der Anzahl von Planetenrädern ist.
Infolgedessen schwankt das Drehmomentverhältnis erheblich. Dies könnte die
Ursache von Geräuschen
und Vibrationen sein.
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Die
vorliegende Erfindung hat die Aufgabe, die vorgenannten Probleme
zu lösen.
Erfindungsgemäß wird ein
Planetengetriebe bereit gestellt, das ein Hohlrad und ein Sonnenrad,
deren Achsen fluchtend zu einer Drehachse ausgerichtet sind, einen
Träger, der
drehbar um die Drehachse ist und eine Vielzahl von Aufnahmelöchern hat,
die auf einem Umkreis um die Drehachse gebildet sind und sich parallel
zu der Drehachse erstrecken, und eine Vielzahl von Planetenrädern aufweist,
die drehbar in den Aufnahmelöchern
des Trägers
angeordnet und mit dem Hohlrad und dem Sonnenrad in Eingriff sind,
wobei das Hohlrad, das Sonnenrad und die Planetenräder eine Schrägverzahnung
haben und eine Kämmphase
von mindestens einem der Planetenräder bezüglich des Hohlrades und des
Sonnenrades verschieden von den Kämmphasen der restlichen Planetenräder bezüglich des
Hohlrades und des Sonnenrades ist.
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In
diesem Fall wird es auch akzeptiert, daß die Anzahl der Zähne des
Hohlrades und des Sonnenrades, die zwischen zwei gegenseitig benachbarten
Planetenrädern
in der Umfangsrichtung um die Drehachse angeordnet sind, auf einen
nicht ganzzahligen, rationalen Wert gesetzt wird, so daß die Kämmphasen
der beiden benachbarten Planetenräder in der Umfangsrichtung
bezüglich
des Hohlrades und des Sonnenrades gegenseitig verschieden sind. Insbesondere
wird es bevorzugt, daß die
Planetenräder
in gleichen Abständen
in der Umfangsrichtung angeordnet sind, und daß die Einbauanzahl der Planetenräder auf
einen Wert gesetzt ist, der von einem Divisor der Anzahl der Zähne des
Hohlrades und des Sonnenrades verschieden ist, so daß die Anzahl
der Zähne
des Hohlrades und des Sonnenrades, die zwischen den beiden benachbarten
Planetenrädern
in der Umfangsrichtung angeordnet sind, einen nicht ganzzahligen,
rationalen Wert annimmt.
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Es
wird auch akzeptiert, daß die
Einbauanzahl und die Anzahl der Zähne der Planetenräder auf einen
Wert gesetzt werden, der ein Divisor der Anzahl der Zähne des
Hohlrades und des Sonnenrades ist, und daß mindestens eines der Planetenräder in einem
anderen Abstand in der Umfangsrichtung als die restlichen Planetenrädern angeordnet
wird, so daß eine
Kämmphase
des mindestens einen Planetenrades bezüglich des Hohlrades und des
Sonnenrades von den Kämmphasen
der restlichen Planetenräder
bezüglich
des Hohlrades und des Sonnenrades verschieden ist.
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Weitere
Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der folgenden
Beschreibung verschiedener in den Zeichnungen dargestellter Ausführungsbeispiele.
In den Zeichnungen zeigt:
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1 eine
vertikale Schnittdarstellung eines ersten Ausführungsbeispiels der Erfindung;
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2 eine
Schnittdarstellung entlang der Linie X-X in 1;
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3 eine
die Schwankung des Reibmomentes bei dem in den 1 und 2 gezeigten Ausführungsbeispiel
zeigende Ansicht;
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4 eine
Schnittdarstellung ähnlich
wie 2, wobei ein wesentlicher Teil eines zweiten Ausführungsbeispiels
der Erfindung gezeigt ist;
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5 eine
die Schwankung des Reibmomentes bei dem in der 4 gezeigten
Ausführungsbeispiel
darstellende Ansicht;
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6 eine
Schnittdarstellung ähnlich
wie 2, wobei ein drittes Ausführungsbeispiel der Erfindung
gezeigt ist;
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7 eine
die Schwankung des Reibmomentes bei dem in 6 gezeigten
Ausführungsbeispiel
darstellende Ansicht; und
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8 eine
die Schwankung des Reibmomentes bei dem herkömmlichen Planetengetriebe darstellende
Ansicht.
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Die
Ausführungsbeispiele
der Erfindung werden im folgenden mit Bezug auf die 1 bis 7 beschrieben.
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Die 1 und 2 zeigen
ein erstes Ausführungsbeispiel
der Erfindung. Ein in diesen Figuren gezeigtes Planetengetriebe 1 umfaßt hauptsächlich ein
Gehäuse
(Träger) 2,
ein Hohlrad 3, ein Sonnenrad 4 und Planetenräder 5.
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Das
Gehäuse 2 besteht
aus zwei Gehäusehälften 2A, 2B,
die entgegengesetzt zueinander angeordnet sind. Eine Gehäusehälfte 2A (die
linke Gehäusehälfte in 1)
enthält
einen scheibenförmigen
Hauptkörperteil 2a und
einen kreiszylindrischen Teil 2b, der einstückig an
einer zu der Gehäusehälfte 2B entgegengesetzten
Oberfläche
des Hauptkörperteiles 2a angeformt
ist. Ein Durchgangsloch 2c ist in dem mittleren Teil des
Hauptkörperteiles 2a gebildet. Das
Durchgangsloch 2c ist koaxial zu dem kreiszylindrischen
Teil 2b. Die andere Gehäusehälfte 2B hat die
Form einer Scheibe und ist an einer entfernt liegenden Endfläche des
kreiszylindrischen Teiles 2b durch Schraubenbolzen B befestigt.
Ein Durchgangsloch 2d ist in dem mittleren Teil der Gehäusehälfte 2B derart
gebildet, daß die
Achse des Durchgangsloches 2d fluchtend zu der Achse des
Durchgangsloches 2c ausgerichtet ist. Die Gehäusehälften 2A, 2B sind
derart angeordnet, daß die
Achsen der Durchgangslöcher 2c, 2d fluchtend
zu der Drehachse L des Planetengetriebes 1 ausgerichtet
sind.
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Ein
Ende eines zylindrischen Teiles 6, das im Schnitt eine
Kreisform hat, ist drehbar auf der äußeren Randfläche des
Gehäuses 2 gelagert.
Das Hohlrad 3 ist durch eine Keilnutverbindung oder dergleichen
mit der inneren Randfläche
des zylindrischen Teiles 6, die zu dem kreiszylindrischen
Teil 2b entgegengesetzt ist, verbunden, derart, daß das Hohlrad 3 unverdrehbar
aber in Richtung der Drehachse L bewegbar ist. Demzufolge ist das
Hohlrad 3 an dem Gehäuse 2 gelagert,
derart, daß das
Hohlrad um die Drehachse L drehbar und in Richtung der Drehachse L
bewegbar ist. Das Hohlrad 3 hat eine Schrägverzahnung.
Der Innendurchmesser des Holhlrades 3 ist geringfügig größer als
der Außendurchmesser
des kreiszylindrischen Teiles 2b. Die jeweiligen Endflächen des
Hohlrades 3 stehen mit den Gehäusehälften 2A, 2B jeweils über Beilagscheiben 7A in
Kontakt.
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Das
Sonnenrad 4 ist drehbar auf der Innenseite des kreiszylindrischen
Teiles 2b angeordnet, wobei seine Achse fluchtend zu der
Drehachse L ausgerichtet ist. Der Außendurchmesser des Sonnenrades 4 ist
etwas kleiner als der Innendurchmesser des kreiszylindrischen Teiles 2b.
Die jeweiligen Endflächen
des Sonnenrades 4 stehen mit den Gehäusehälften 2A, 2B über Beilagscheiben 7B in
Kontakt.
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Mehrere
Aufnahmelöcher 2e sind
in dem kreiszylindrischen Teil 2b gebildet. Diese Aufnahmelöcher 2e erstrecken
sich von der entfernt liegenden Endfläche (die Endfläche auf
der Seite der Gehäusehälfte 2B)
des kreiszylindrischen Teiles 2b in Richtung auf die Seite
des Hauptkörperteiles 2a parallel zu
der Drehachse L. Obwohl bei diesem Ausführungsbeispiel fünf Aufnahmelöcher gebildet
sind, können
es drei, vier oder sechs oder mehr sein. Die Aufnahmelöcher 2c sind
in der Umfangsrichtung des kreiszylindrischen Teiles 2b in
gleichen Abständen angeordnet.
Anders ausgedrückt,
sind die Aufnahmelöcher 2e auf
einem Umkreis um die Drehachse L in gleichen Abständen angeordnet.
Der Innendurchmesser von jedem Aufnahmeloch 2e ist größer als die
Dicke (= Außendurchmesser
des kreiszylindrischen Teiles 2b – Innendurchmesser des kreiszylindrischen
Teiles 2b) des kreiszylindrischen Teiles 2b. Außerdem ist
die Achse des Aufnahmeloches 2e am Mittelpunkt der äußeren Randfläche und
der inneren Randfläche
des kreiszylindrischen Teiles 2b angeordnet. Demzufolge
ist ein Seitenteil des Aufnahmeloches 2e auf der radial äußeren Seite
des kreiszylindrischen Teiles 2b offen zu der Außenseite
von der äußeren Randfläche des
kreiszylindrischen Teiles 2e, und der andere Seitenteil
des Aufnahmeloches 2b auf der radial inneren Seite des
kreiszylindrischen Teiles 2b ist zu der Außenseite
von der inneren Randfläche
des kreiszylindrischen Teiles 2b offen.
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Jedes
Aufnahmeloch 2e nimmt ein entsprechendes Planetenrad 5 auf.
Demzufolge sind die fünf Planetenräder 5 in
gleichen Abständen
auf einem Umkreis um die Drehachse L in der gleichen Art und Weise
wie die Aufnahmelöcher 2e angeordnet.
Jedes Planetenrad 5 hat einen im Großen und Ganzen gleichen Außendurchmesser
wie der Innendurchmesser des Aufnahmeloches 2e und ist
drehbar (um seine eigene Achse) in das Aufnahmeloch 2e eingesetzt.
Außerdem,
da der Außendurchmesser
des Planetenrades 5 im Großen und Ganzen gleich dem Innendurchmesser
des Aufnahmeloches 2e ist, stehen zwei Teile des äußeren Randabschnittes
des Planetenrades 5 zu der Außenseite von dem einen bzw. dem
anderen Seitenteil des Aufnahmeloches 2e hervor. D. h.,
daß der äußere Randabschnitt
von jedem Planetenrad 5 zu der Außenseite von der äußeren und
inneren Randfläche
des kreiszylindrischen Teiles 2b vorsteht. Das Planetenrad 5 ist
im Eingriff an seinem von der äußeren Randfläche des
kreiszylindrischen Teiles 2b vorstehenden Teil mit dem
Hohlrad 3 und an seinem von der inneren Randfläche des
kreiszylindrischen Teiles 2b vorstehenden Teil mit dem Sonnenrad 4.
Dadurch, daß die
Planetenräder 5 in Eingriff
mit dem Hohlrad 3 und dem Sonnenrad 4 sind, ist
klar, daß die
Planetenräder 5 und
das Sonnenrad 4 jeweils den gleichen Schrägungswinkel
wie das Hohlrad 3 haben. Das Hohlrad 3 und die
Planetenräder 5 haben
die gleiche Schrägungsrichtung, wogegen
die Planetenräder 5 und
das Sonnenrad 4 in der Schrägungsrichtung zueinander entgegengesetzt
sind.
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Da
das Hohlrad 3, das Sonnenrad 4 und die Planetenräder 5 das
Planetengetriebe bilden, wird die Anzahl der Zähne N1, N2 und N3 entsprechend der
folgenden Gleichung ausgewählt: N1 = N2 + 2N3,wobei N1, N2 und N3 jeweils
die Anzahl der Zähne der
Zahnräder 3, 4 bzw. 5 darstellen.
Bei diesem Ausführungsbeispiel
ist die Anzahl der Zähne
N1, N2 und N3 jeweils auf 36, 24 bzw. 6 gesetzt.
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Wenn
bei dem oben beschriebenen Aufbau entweder das Gehäuse 2,
das Hohlrad 3 oder das Sonnenrad 4 drehangetrieben
wird, wird die Drehung auf die beiden anderen Zahnräder durch
die Planetenräder 5 übertragen.
Die auf die beiden anderen Zahnräder übertragene
Drehung wird als Ausgangsdrehung abgezogen. Wenn das Planetengetriebe 1 für ein Fahrzeug
verwendet wird, werden z. B. zwei Ausgangsdrehungen auf die beiden
vorderen oder hinteren Differenzialgetriebe übertragen. In der folgenden
Beschreibung wird aus Gründen
der Erläuterung
angenommen, daß das
Gehäuse 2 drehangetrieben
wird.
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Wenn
die Planetenräder 5 um
ihre eigenen Achsen gedreht werden, um das Hohlrad 3 und
das Sonnenrad 4 während
des Drehantriebes des Gehäuses 2 differenziell
zu drehen, wird die äußere Randfläche des
Planetenrades 5 an die innere Randfläche des Aufnahmeloches 2e durch
die Eingriffsreaktion zwischen dem Planetenrad 5 und dem
Hohlrad 3 und dem Sonnenrad 4 gepreßt. Als
Folge davon wird ein Reibungswiderstand zwischen der äußeren Randfläche des
Planetenrades 5 und der inneren Randfläche des Aufnahmeloches 2e erzeugt.
Außerdem
wird eine Endfläche
des Hohlrades 3 gegen die Gehäusehälfte 2A oder 2B über die
Beilagscheibe 7A durch die Schubkraft gedrückt, die
zwischen dem Hohlrad 3 und den Planetenrädern 5 erzeugt
wird, und eine Endfläche
des Sonnenrades 4 wird gegen die Gehäusehälfte 2A oder 2B über die
Beilagscheibe 7B durch die Schubkraft gedrückt, die
zwischen dem Sonnenrad 4 und den Planetenrädern 5 erzeugt wird.
Eine Endfläche
des Planetenrades 5 wird gegen die Bodenfläche des
Aufnahmeloches 2e oder der Gehäusehälfte 2B gedrückt. Ein
Reibungswiderstand wird zwischen den jeweiligen Druckkontaktflächen erzeugt.
Die differenzielle Drehung zwischen dem Hohlrad 3 und dem
Sonnenrad 4 wird durch das Reibmoment begrenzt, das den
Reibungswiderständen
zugeordnet werden kann. Welche Endfläche der Zahnräder 3, 4 und 5 mit
anderen Teilen wie die Gehäusehälfte 7A in
Kontakt gebracht wird, hängt
von der Schrägungsrichtung
der Zahnräder 3, 4 und 5 und
der Drehrichtung des Gehäuses 2 ab.
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Wenn
angenommen wird, daß die
Kämmphasen
der fünf
Planetenräder 5 bezüglich des
Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 gegenseitig
die gleichen sind, schwankt das Reibmoment, das zwischen der äußeren Randfläche eines
jeden Planetenrades 5 und der inneren Randfläche eines
jeden Aufnahmeloches 2e wirkt, in gleichem Zyklus (= 360
Grad/N3) wie zuvor erwähnt
wurde. Als eine Folge davon, tritt das Problem auf, daß das Drehmomentverhältnis erheblich
schwankt.
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Um
dieses Problem zu überwinden,
nimmt unter der Bedingung, daß die
Planetenräder 5 in
gleichen Abständen
in der Umfangsrichtung angeordnet sind, das Planetengetriebe 1 als
Einbauanzahl n der Planetenräder 5 einen
Wert an, der von dem Diviser der Anzahl der Zähne N1, N2 des Hohlrades 3 und des
Sonnenrades 4 verschieden ist. Bei dem Planetengetriebe 1 gemäß diesem
Ausführungsbeispiel sind
N1 = 36, N2 = 24, n = 5, wie zuvor erwähnt. Die Einbauanzahl n ist
ein von dem Divisor der Anzahl der Zähne N1, N2 verschiedener Wert.
Unter diesen Bedingungen können
die Kämmphasen
der jeweiligen Planetenräder 5 bezüglich des
Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 gegenseitig
verschieden sein. In diesem Zusammenhang werden die Kämmphasen der
jeweiligen Planetenräder 5 bezüglich des
Hohlrades 3 im folgenden zuerst beschrieben.
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Die
Kämmphasen
der Planetenräder 5 bezüglich des
Hohlrades 3 schwanken im Zyklus (360 Grad/N3). Andererseits,
wenn die Anzahl der Zähne des
Hohlrades 3, die zwischen zwei benachbarten Planetenräder 5, 5 in
der Umfangsrichtung angeordnet sind, durch T1 dargestellt sind,
sind die Kämmphasen
der beiden benachbarten Planetenräder 5, 5 in
der Umfangsrichtung bezüglich
des Hohlrades 3 verschieden um (360 Grad/N3) × T1. Wenn
die Anzahl der Zähne
T1 eine ganze Zahl ist, wird der Kämmphasenunterschied der beiden
benachbarten Planetenräder 5, 5 bezüglich des
Hohlrades 3 ein ganzzahliges Mehrfaches des Zyklusses (360 Grad/N3).
Daher werden die Kämmphasen
der beiden benachbarten Planetenräder 5, 5 bezüglich des Hohlrades 3 im
Wesentlichen gleich. Mit anderen Worten, wenn die Anzahl der Zähne T1 ein nicht ganzzahliger,
rationaler Wert ist, wird die Kämmphasendifferenz
(360 Grad/N3) × T1
zwischen den beiden benachbarten Planetenrädern 5, 5 und
dem Hohlrad 3 kein ganzzahliges Mehrfaches des Zyklusses
der Kämmphase
des Planetenrades 5. Daher werden die Kämmphasen der beiden benachbarten Planetenräder 5, 5 bezüglich des
Hohlrades 3 zueinander verschieden. Wenn die Kämmphasen
zueinander verschieden sind, werden die auf den äußeren Rand eines jeden Planetenrades
wirkenden Reibmomente nicht zueinander addiert. Daher kann der Schwankungsbereich
des auf die gesamten Planetenräder
wirkenden Reibmoments verringert werden.
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Das
Vorstehende wird nun mit konkreten Werten beschrieben. Da bei dem
Planetengetriebe 1 gemäß diesem
Ausführungsbeispiel
5 die Einbauanzahl n der Planetenräder 5 ist und diese
Planetenräder 5 in
gleichen Abständen
in der Umfangsrichtung angeordnet sind, ist die Anzahl der Zähne T1 des Hohlrades 3,
die zwischen bei benachbarten Planetenräder 5, 5 in
der Umfangsrichtung angeordnet sind, wie folgt:
T1 = N1/n =
36/5 = 7,2.
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Daher
ist der Kämmphasenunterschied
zwischen den beiden benachbarten Planetenräder 5, 5 in
der Umfangsrichtung bezüglich
des Hohlrades 3 wie folgt: (360 Grad/N3) × T1 = 432
Grad.
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Da
die Kämmphasen
der Planetenräder 5 im Zyklus
von 60 Grad (= 360 Grad/N3) sind, kann der folgende Ausdruck erhalten
werden: 432 – 60
Grad × 7
= 12 Grad.
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Das
heißt,
daß der
Kämmphasenunterschied der
beiden benachbarten Planetenräder 5, 5 in
der Umfangsrichtung bezüglich
des Hohlrades 3 im Wesentlichen 12 Grad beträgt.
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Obwohl
die vorstehende Beschreibung auf den Kämmphasenunterschied der Planetenräder 5 bezüglich des
Hohlrades 3 gerichtet ist, kann sie ebenfalls auf den Kämmphasenunterschied
der Planetenräder 5 bezüglich des
Sonnenrades 4 angewendet werden. Das heißt, wenn
die Anzahl der Zähne
des Sonnenrades 4, die zwischen den beiden Planetenräder 5, 5 in
der Umfangsrichtung angeordnet sind, durch T2 dargestellt werden,
kann die folgende Gleichung erhalten werden:
T2 = N2/n = 24/5
= 4,8.
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Daher
ist der Phasenunterschied der beiden benachbarten Planetenräder 5, 5 in
der Umfangsrichtung wie folgt: (360 Grad/N3) × T2 = 288
Grad.
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Da
die Kämmphasen
der Planetenräder 5 im Zyklus
von 60 Grad sind, kann der folgende Ausdruck erhalten werden: 288 Grad – 60
Grad × 5
= –12
Grad.
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Daher
beträgt
der Phasenunterschied der beiden Planetenräder 5, 5 bezüglich des
Hohlrades 3 12 Grad.
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Der
Abstand (Zentrumswinkel) zwischen den benachbarten Planetenrädern 5, 5 in
der Umfangsrichtung muß so
gewählt
werden, daß er
ein ganzzahliges Mehrfaches von m ist, wenn die folgende Gleichung
aufgestellt wird: m = 360 Grad/(N1 + N2).
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Da
bei diesem Ausführungsbeispiel
N1 = 36 und N2 = 24 sind, sind m = 6 Grad und der Zentrumswinkel
zwischen den benachbarten Planetenräder 5, 5 ist
(360)/n = 72 Grad. Dies ist das 12-fache von m = 6 und somit ein
ganzzahliges Mehrfaches von m = 6 Grad. Somit erfüllt das
Planetengetriebe 1 gemäß diesem
Ausführungsbeispiel
die oben genannten Bedingungen. Die Vor aussetzung zum Erfüllen der oben
genannten Bedingungen ist ebenso auf das im Folgenden beschriebene
Ausführungsbeispiel
anwendbar.
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3 ist
ein Diagramm, das die Schwankung des Reibmomentes an den jeweiligen
Planetenrädern
PG1 bis PG5 zeigt, wobei PG1 ein Referenz-Planetenrad darstellt,
das willkürlich
aus den fünf
Planetenrädern 5 ausgewählt wurde,
und PG2, PG3 ... die Planetenräder 5 jeweils
darstellen, die der Reihe nach in Umfangsrichtung ab diesem Referenz-Planetenrad
PG1 angeordnet sind, sowie die Schwankung des Reibmomentes der gesamten
Planetenräder
PG1 bis PG5 zeigt. Das auf die Planetenräder PG1 bis PG5 wirkende Reibmoment
schwankt zyklisch, wobei ein Zyklus 60 Grad beträgt. Da aber die Phasen der
jeweiligen Planetenräder
PG1 bis PG5 um 12 Grad jeweils verschoben sind, werden die auf die
jeweiligen Planetenräder
PG1 bis PG5 wirkenden Reibmomente im Schnitt angegeben und wird
somit die Schwankung des auf die gesamten Planetenräder PG1
bis PG5 wirkenden Reibmoments theoretisch Null. Tatsächlich wird
die Schwankung des Reibmomentes aufgrund von Herstellungsfehlern
usw. niemals Null. Stattdessen wird die Schwankung des Reibmomentes
sehr klein. Demzufolge kann bei diesem Planetengetriebe 1 die Schwankung
des Drehmomentverhältnisses
auf klein unterdrückt
werden. Infolgedessen ist es möglich, Geräusche und
Vibrationen erheblich zu verringern.
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Im
Folgenden wird nun ein weiteres Ausführungsbeispiel der Erfindung
beschrieben. Bei dem im folgenden zu beschreibenden Ausführungsbeispiel werden
nur diejenigen konstruktiven Einzelheiten beschrieben, die anders
als bei dem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel sind, und die
gleichen oder ähnliche
konstruktiven Einzelheiten werden durch die gleichen Bezugszeichen
angegeben und ihre Beschreibung wird weggelassen.
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4 zeigt
ein zweites Ausführungsbeispiel der
Erfindung. Bei diesem Ausführungsbeispiel
ist die Anzahl der Zähne
N3 eines jeden Planetenrades 5 sieben, wobei die Einbauanzahl
n der Planetenräder 5 sechs
ist. Andererseits ist die Anzahl der Zähne N1, N2 des Hohlrades 3 und
des Sonnenrades 4 N1 = 37 bzw. N2 = 23 und genügen der
folgenden Gleichung: N1 = N2 + 2·N3.
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Wie
aus dem Vorstehenden ersichtlich ist, ist bei diesem Ausführungsbeispiel
die Anzahl der Zähne
N3 eines jeden Planetenrades 5 ein Wert, der von dem Divisor
der Anzahl der Zähne
N1, N2 des Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 verschieden
ist.
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Unter
Zugrundelegung der oben genannten Anzahl von Zähnen N1, N2 und N3 und der
oben genannten Einbauanzahl n, ist bei diesem Ausführungsbeispiel
die Anzahl der Zähne
T1, T2 des Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4,
die zwischen zwei benachbarten Planetenrädern 5, 5 in
der Umfangsrichtung angeordnet sind, wie folgt:
T1 = 37/6 ≒ 6,2
T2
= 23/6 ≒ 3,8
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Die
Anzahl der Zähne
T1, T2 ist keine ganze Zahl. Stattdessen sind es nicht ganzzahlige,
rationale Werte. Somit sind auch bei diesem Ausführungsbeispiel die Kämmphasen
der jeweiligen Planetenräder 5 bezüglich des
Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 zueinander verschieden.
Das Vorstehende wird nun im Folgenden anhand von konkreten Werten
beschrieben.
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Da
die Anzahl der Zähne
der Planetenräder 7 ist,
ist der Kämmzyklus
(Schwankungszyklus des Reibmomentes) eines jeden Planetenrades 5 bezüglich des
Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 wie folgt:
360/7 ≒ 51,4 Grad.
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Andererseits
ist der Kämmphasenunterschied
der beiden benachbarten Planetenräder 5, 5 in
der Umfangsrichtung bezüglich
des Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 jeweils
wie folgt: (360 Grad/7) × T1 ≒ 317,1 Grad (360
Grad/7) × T2 ≒ 197,1
Grad.
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Da
der Kämmzyklus
der Planetenräder 5 51,4
Grad ist, können
die folgenden Gleichungen erhalten werden: 317,1 – 51,4 × 6 = 8,6
Grad 197,1 – 51,4 × 4 = –8,7 Grad.
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Daher
ist der Kämmunterschied
der beiden benachbarten Planetenräder in der Umfangsrichtung bezüglich des
Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 ungefähr 8,6 Grad.
Der Unterschied zwischen diesen 8,6 und 8,7 Grad liegt im Bereich
von Fehlern, die auftreten können,
wenn ein gegebener Wert auf zwei Dezimalstellen gerundet wird.
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5 ist
ein Diagramm, das die Schwankung des Reibmomentes an den jeweiligen
Planetenrädern
PG1 bis PG6 zeigt, wobei PG1 ein Referenz-Planetenrad 5 und
PG2, PG3, ... die Planetenräder 5 jeweils
darstellen, die der Reihe nach in der Umfangsrichtung ab diesem
Referenz-Planetenrad PG1 angeordnet sind, sowie die Schwankung des Reibmomentes
der gesamten Planetenräder
PG1 bis PG6 zeigt. Da auch bei diesem Ausführungsbeispiel die auf die
jeweiligen Planetenräder
PG1 bis PG6 wirkenden Reibmomente im Durchschnitt angegeben sind,
wird die Schwankung des auf die gesamten Planetenräder PG1
bis PG6 wirkenden Reibmoments theoretisch Null.
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6 zeigt
das dritte Ausführungsbeispiel der
Erfindung. Bei diesem Ausführungsbeispiel
ist die Anzahl der Zähne
N1, N2 und N3 des Hohlrades 3, des Sonnenrades 4 und
der Planetenräder 5 36, 24
bzw. 6, und die Einbauanzahl n der Planetenräder 5 ist 6.
Das heißt,
daß jede
Anzahl von Zähnen
N3 und die Einbauan zahl n des Planetenrades 5 der Divisor
der Anzahl von Zähnen
N1, N2 des Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 ist.
Bei diesem Ausführungsbeispiel
sind aber die Abstände
(Zentrumswinkel), in denen die jeweiligen Planetenräder 5 der
Reihe nach in der Umfangsrichtung ab dem Referenz-Planetenrad 5 angeordnet
sind, abwechselnd zueinander verschieden, wobei der eine ein Winkel α und der
andere ein Winkel β ist.
Die Winkel α und β werden durch
den folgenden Ausdruck festgelegt: α = (360 Grad/n)
+ k·360
Grad/(N1 + N2) β = (360 Grad/n) – k·360 Grad/(N1
+ N2),wobei k eine positive ganze Zahl ist.
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Bei
einem Differenzialgetriebe, das wie oben beschrieben aufgebaut ist,
sind die Kämmphasen
der Planetenräder
PG3 und PG5 die gleichen wie die Kämmphase des Referenz-Planetenrades
PG1, weil die folgende Gleichung erfüllt ist: α + β = (360 Grad/n) × 2.
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Andererseits
ist die Anzahl der Zähne
T des Hohlrades 3, die zwischen dem Referenz-Planetenrad
PG1 und dem Planetenrad PG2, zwischen PG3 und PG4 und zwischen PG5
und PG6 angeordnet sind, wie folgt: T = (α/360 Grad) × N1,wobei
die ganze Zahl k so gewählt
ist, daß die
Anzahl von Zähnen
T ein nicht ganzzahliger, rationaler Wert ist. Somit können bei
diesem Ausführungsbeispiel die
Kämmphasen
der Planetenräder
PG2, PG3, PG5 bezüglich
des Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 verschieden
von den Kämmphasen
der Planetenräder
PG1, PG3, PG5 bezüglich
des Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 sein.
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Das
Vorstehende wird im Folgenden anhand von konkreten Werten beschrieben.
Bei diesem Ausführungsbeispiel
wird k = 1 angenommen. Daher betragen die Zentrumswinkel zwischen
den Planetenräder
PG1, PG3, PG5 und den benachbarten Planetenrädern PG2, PG4, PG6 alle 66
Grad. Die Anzahl von Zähnen
des Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4, die diesem
Zentrumswinkel entspricht, ist 6,6 bzw. 4,4, d. h. ein nicht ganzzahliger,
rationaler Wert. Somit sind die Kämmphasen der Planetenräder PG2,
PG4, PG6 bezüglich
des Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 von den
Kämmphasen
der benachbarten Planetenräder
PG1, PG3, PG5 in der Umfangsrichtung bezüglich des Hohlrades 3 und
des Sonnenrades 4 verschieden. Die Kämmphasen der Planetenräder PG2, PG4,
PG6, die der Anzahl von Zähnen
6,6 und 4,4 entsprechen, sind wie folgt: (360
Grad/N3) × 6,6
= 396 Grad (360 Grad/N3) × 4,4 = 264 Grad.
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Da
der Kämmzyklus
der Planetenräder 5 wie folgt
ist:
360/6 = 60 Grad,
können die folgenden Gleichungen
erhalten werden: 396 Grad – 60 × 6 = 36 Grad 264 Grad – 60 × 5 = –36 Grad.
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Das
heißt,
daß die
Kämmphasen
der Planetenräder
PG2, PG4, PG6 bezüglich
des Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 um 36 Grad
in der Phase bezüglich
der Kämmphasen
der Planetenräder
PG1, PG3, PG5 bezüglich
des Hohlrades 3 und des Sonnenrades 4 verschieden
sind.
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7 ist
ein Diagramm, daß das
auf den äußeren Rand
der jeweiligen Planetenräder
PG1 bis PG6 bei diesem Ausführungsbeispiel
wirkenden Reibmoment zeigt. Da bei diesem Ausführungsbeispiel die sechs Planetenräder 5 nur
in zwei Gruppen eingeteilt sind, wobei eine Gruppe aus PG1, PG3
und PG5 besteht, die die gleiche Kämmphase wie das Referenz-Planetenrad
PG1 hat, und wobei die andere Gruppe aus PG2, PG4 und PG6 besteht,
die eine Kämmphase
hat, die um 36 Grad verschieden von dem Referenz-Planetenrad 5 ist, kann die
Schwankung des Reibmomentes anders als bei den beiden oben beschriebenen
Ausführungsbeispielen,
nicht Null gemacht werden. Wie aus 7 ersichtlich
ist, beträgt
der Bereich der Schwankung der gesamten Reibmomente aller Planetenräder 5 vier
(4) oder weniger. Somit kann die Schwankung des Reibmomentes im
Vergleich zu dem Bereich der Schwankung 12 des herkömmlichen
Planetengetriebes erheblich verringert werden.
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Es
ist zu vermerken, daß die
vorliegende Erfindung nicht auf die oben beschriebenen Ausführungsbeispiele
beschränkt
ist. Vielmehr können
viele Änderungen
und Abwandlungen bei Bedarf gemacht werden.
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Zum
Beispiel kann bei den oben beschriebenen Ausführungsbeispielen, obwohl das
Gehäuse 2 gewöhnlich als
Träger
verwendet wird, der die Aufnahmelöcher für die drehbare Aufnahme der
Planetenräder 5 hat,
auch akzeptiert werden, daß das
Gehäuse
separat von dem Träger
gebildet wird und der Träger
drehbar in dem Gehäuse 2 zwecks
Drehung um die Drehachse L angeordnet ist.
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Außerdem kann
bei den ersten beiden oben erwähnten
Ausführungsbeispielen,
obwohl die Einbauanzahl n der Planetenräder 5 ein Wert ist,
der kleiner als die Anzahl der Zähne
N3 ist, ein Wert verwendet werden, der größer als die Anzahl der Zähne N3 ist.