DE19520555A1

DE19520555A1 - Elastische Steckwellenverbindung für Planetengetriebe mit flexiblem Planetenrad

Info

Publication number: DE19520555A1
Application number: DE1995120555
Authority: DE
Inventors: Kurt G Fickelscher; Susanne Urban
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1995-06-06
Filing date: 1995-06-06
Publication date: 1996-12-12

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein Planetengetriebe mit einem innenverzahnten Hohlrad, oder einem außenverzahnten Stirnrad das mit einem flexiblen Planetenrad mit unterschiedlicher Zähnezahl kämmt, wobei das flexible Planetenrad als dünnwandi ger Topf ausgebildet ist (Fig. 1 + 2).

Diese Getriebebauart ist als Harmonic-Drive Bauart bekannt geworden und für große Untersetzungen i = 50 bis i = 360 in einer Stufe geeignet. Nachteilig ist dabei die große Bau länge des flexiblen Planetenrades, das im Eingriffsbereich elliptisch verformt wird, wobei die Verformung zur Abtriebs seite hin durch eine entsprechende Versteifung wieder die kreisrunde Form annimmt.

Ein kinematischer Nachteil entsteht bei dieser Ovalisierung dadurch, daß die Zähne im Eingriffsbereich nicht parallel zueinander stehen und theoretisch gesehen nur punktweise miteinander kämmen (Fig. 1 + 2).

Im Lagerbereich findet unter Last eine geringe Biegung statt, die einerseits den Eingriffswinkel etwas verbessert, an dererseits aber zusätzlich die Biegespannung im Topf ver größert.

Im Lagerbereich entsteht zusätzlich Kantenpressung, die eine vorzügliche Materialqualität voraussetzt und als Axialkraft das Lager verschiebt, so daß eine Fixierung notwendig wird.

Um die Schrägstellung in vertretbaren Grenzen zu halten ist eine übliche Baulänge von B/D ≈ 0,85 notwendig, wobei D der Durchmesser vom flexiblen Planetenrad ist.

Wenn eine kürzere Baulänge gefordert ist, erfolgt die Drehmo mentabgabe über ein zweites Hohl- oder Stirnrad mit der glei chen Zähnezahl vom flexiblen Planetenrad.

Durch diese Anordnung verdoppelt sich die Radialkraft auf das Antriebslager, wodurch ein zweites parallel angeordnetes Lager notwendig wird.

Durch die Verdoppelung der Reibungsverluste vergrößert sich entsprechend die Verlustleistung, z. B. wird für ein Getriebe mit i = 80 ein Wirkungsgrad von ca. 86% angegeben, der sich bei der Zweischeiben-Ausführung auf 75% reduziert.

Die gattungsgemäßen Getriebe können spiel frei ausgeführt werden.

Beim heutigen Stand der Technik stehen Plastikwerkstoffe mit hoher Festigkeit und geringer Wärmedehnung zur Verfügung die für den Einsatz in gattungsgemäßen Getrieben geeignet sind. Wegen der kleinen E-Module sind diese Werkstoffe aller dings zur Drehmomentübertragung nur wenig geeignet.

Bei einer Getriebeanordnung mit einer selbstovalisierenden Verzahnungsgeometrie, wie sie in der Patentanmeldung Aktenzei chen 195 09 448.4 vorgestellt wird, kämmen ca. 90% der Zähne exakt flächig miteinander.

Für ein Harmonic-Drive Getriebe z. B. HDUC 50 wird das zuläs sige Drehmoment T_N = 372 Nm und T_max = 1180 Nm bei i = 80 genannt.

Bei Zugrundelegung dieser Daten ergibt sich für ein Selbst ovalisierungsgetriebe bei gleicher Abmessung eine Flächen pressung in der kämmenden Verzahnung von P_vorh. von 1,2 N/mm² und 3,3 N/mm² T_max, somit nur einen Bruchteil der Belastungs werte der heutigen Plastikwerkstoffe.

Bei der Harmonic-Drive Anordnung verringert sich der Tragan teil der kämmenden Zähne mit abnehmender Untersetzung und ist weiterhin abhängig von der Verzahnungsart.

Nach dem Harmonic-Drive Katalog kämmen bei der IH-Verzahnung (die auch aus der Dissertation Paullick bekannt ist) ca. 20% der Zähne miteinander. Diese Verzahnungsart hat gewölbte Zahnflanken, so daß die Drehmomentübertragung linienförmig erfolgt und Hertz′sche Pressungen auftreten.

Hierdurch tritt Verschleiß auf, der mögliche Spielfreiheit aufhebt.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, gattungsgemäße Ge triebe so zu verbessern, daß die Verzahnung vom flexiblen Planetenrad mit der Gegenverzahnung exakt parallel kämmt und die Baulänge der Topfanordnung so verringert werden kann, daß sie mit einer Zweischeiben-Ausführung vergleichbar wird. Durch Verzicht auf eine zweite Scheibe verbessert sich der Wirkungsgrad bei reduziertem Gewicht.

Kippkräfte auf das Antriebslager werden vermieden, wodurch man billigere und einfachere Werkstoffe verwenden kann. Getriebeteile besonders mit der selbstovalisierenden Verzah nung und für kleinere Untersetzungen können aus Plastikwerk stoff hergestellt werden, die bei gleicher Abmessung etwa gleich große Drehmomente geräuscharm übertragen und sich durch ein sehr geringes Gewicht auszeichnen.

Weiterhin wird sichergestellt, daß sich verschleißbedingte Spielerweiterung selbsttätig nachstellt.

Die Lösung dieser Aufgabe erfolgt gemäß der in den Patent ansprüchen angegebenen Merkmalen.

In den Zeichnungen sich Ausführungsbeispiele der Erfindung dargestellt.

Sie zeigen:

Fig. 1 den Längsschnitt durch ein HDU-Getriebe bei Parallel stellung der Verzahnung.

Fig. 2 die Fig. 1 bei senkrecht stehender Hauptachse der Ellipse im Längsschnitt.

Fig. 3 eine Getriebeanordnung mit einfach verzahntem flexib len Planetenrad, wobei die Steckwellenverbindung mit der Außen verzahnung vom flexiblen Planetenrad kämmt.

Fig. 4 eine Getriebeanordnung mit doppeltverzahntem flexib len Planetenrad.

Fig. 5 im Längsschnitt eine Getriebeanordnung mit außenver zahntem Stirnrad und doppeltverzahntem flexiblen Planetenrad.

Fig. 6 eine Anordnung gemäß Fig. 5, jedoch mit zweifacher Steckwellenverbindung.

Fig. 7 den Längsschnitt durch eine Getriebeanordnung mit doppeltverzahntem flexiblen Planetenrad.

Fig. 8 den Längsschnitt durch eine Getriebeanordnung mit verzahnten Plastikelementen.

Fig. 9 eine Anordnung mit flexiblem Hohlrad.

Fig. 1

Fig. 1 zeigt im Halbschnitt eine HDU-Anordnung mit dem innen verzahntem Hohlrad (1)(11 nach Drehung der Hauptachse der elliptischen Antriebsnocke (6) um ca. 45°. Die Zähne 11 und 21 vom Hohlrad (1) und flexiblen Planetenrad (2) stehen parallel.

Fig. 2

Zeigt Fig. 1 bei senkrecht stehender Hauptachse von der Antriebsnocke (6).

Der besseren Übersicht wegen wurde die ovalisierungsbedingte Schrägstellung ca. 3fach vergrößert dargestellt.

Die negative kinematische Auswirkung im Bereich der kämmenden Verzahnung und die Kantenpressung im Abstützbereich der Lage rung (5) sind deutlich zu erkennen.

Dargestellt ist ein Getriebe mit i = 80. Mit größer werdender Untersetzung werden die negativen Einflüsse kleiner.

Fig. 3

Fig. 3 zeigt eine im Halbschnitt dargestellte erfindungsge mäße Anordnung, mit dem Hohlrad (1).

Die Außenverzahnung (21) vom flexiblen Planetenrad (2) kämmt parallel mit der Innenverzahnung (11).

Die Breite vom Hohlrad (1) und dem flexiblen Planetenrad (2) ist nahezu identisch, die Hauptachse von der Antriebsnocke (6) steht senkrecht.

Die elastische Steckwellenverbindung (3) mit der Verzahnung (31) kämmt mit der Verzahnung (21) vom flexiblen Planetenrad (2). Die Toleranz der Verzahnung ist mit H7/j6 vorgegeben, so daß die Anordnung quasi spielfrei läuft.

Infolge der geringen Zahnbreite (31) wird die Kantenpressung der Verzahnung vernachlässigbar gering und verursacht keiner lei kinematische Störung in der Hauptverzahnung.

Das Hohlrad (1) ist seitlich um ca. die Zahnbreite von (31) ausgespart (12), wobei der Durchmesser so festgelegt ist, daß bei größter Ovalisierung die flexible Steckwellenverbindung (3) anliegt.

Auch bei großer Überlastung wird eine Aufweitung von der Steckwellenverbindung (3) verhindert.

Abtriebsseitig ist ein Flansch (32) angeordnet, der mit einer Abtriebswelle oder feststehend mit dem Gehäuse verbunden ist.

Auf dem Abtriebsflansch (32) kann eine Lagerung z. B. ein Wälzlager (4) angeordnet werden.

Das Bauverhältnis B/D ist mit 0,4 nur ca. halb so groß wie bei der HDU-Baureihe.

Durch den Reibschluß in der Steckwellenverzahnung (31-11) wird das flexible Planetenrad (2) axial fixiert und zusätz liche Wandreibungsverluste vermieden.

Fig. 4

Fig. 4 zeigt eine der Fig. 3 ähnliche Anordnung, wobei jedoch das flexible Planetenrad (2) eine zusätzliche Innenverzahnung (22) hat, die mit der seitlich vom Antriebslager (5) angeord neten Außenverzahnung (31) der Steckwellenverbindung kämmt. Bei dieser Ausführung mit der zusätzlichen Innenverzahnung (22) kann die Wandstärke vom flexiblen Planetenrad (2) ver größert werden, mit dem Vorteil der höheren Biegefestigkeit und kleinerer Rückstellkräfte infolge der Ovalisierung, mit der durchgehenden Verzahnung vermeidet man Spaltkavitation im Lagerabstützungsbereich.

Fig. 5

Fig. 5 zeigt im Viertelschnitt eine Getriebeanordnung mit dem außenverzahnten Stirnrad (7 + 71), das mit dem doppeltver zahnten flexiblen Planetenrad (2) kämmt.

Antriebslager (5) und Antriebsnocke (6) sind seitlich von (7) angeordnet.

Die Verzahnung der Steckwellenverbindung (31) wird links neben dem Antriebslager (5) angeordnet und kämmt mit der Außenverzahnung (21) vom flexiblen Planetenrad (2).

Die innerhalb der Innen- und Außenverzahnung (31-21 und 22-71) auftretenden Radialkräfte sind entgegengesetzt gerichtet und heben sich weitgehend auf.

Diese Bauart hat bezogen auf den Außendurchmesser und die Baulänge die kleinstmöglichen Abmessungen.

Fig. 6

Fig. 6 zeigt eine Getriebeanordnung gemäß Fig. 5, jedoch mit einer zweifach wirkenden elastischen Steckwellenverbin dung (3), wobei die zweite Zahnreihe (31) der Steckwellenver bindung (3) mit einer Verzahnung (81) kämmt, die zusätzlich auf dem Abtriebsflansch (8) angeordnet ist.

Durch diese Anordnung werden die Biegespannungen im Zylinder-Be reich der Steckwellenverbindung (3) erheblich reduziert. Die gelenkige Anordnung gleicht Fluchtungsfehler aus.

Fig. 7

Fig. 7 zeigt eine Anordnung für eine kleine Untersetzung, z. B. i = 20 mit entsprechend großen Zahnhöhen.

Um die Versteifung in der Steckwellenverbindung (3) zu redu zieren wird die Zähnezahl der Innenverzahnung (23) verdoppelt und so die Zahntiefe halbiert.

Ein weiterer Vorteil ist dadurch gegeben, daß die Steckwellen verbindung (3) dann auch für ein Getriebe mit doppelter Unter setzung angeordnet werden kann.

Fig. 8

Fig. 8 zeigt eine Getriebeanordnung mit verzahnten Plastik elementen.

In dem metallischen Gehäuse (14) ist drehfest das Plastikhohl rad (1) angeordnet, das mit der Verzahnung (21) von dem eben falls aus Plastikmaterial hergestelltem flexiblen Planetenrad (2) kämmt.

Das flexible Planetenrad (2) hat eine zusätzliche Innenverzah nung (22) die mit der Verzahnung (31) der flexiblen Steckwel lenverbindung (3) kämmt und sich mit der Innenseite auf dem Stützring (81) abstützt.

Das Hohlrad (1) wird wegen der unterschiedlichen Ausdehnungs koeffizienten relativ dünnwandig ausgeführt und kann sich seitlich ausdehnen.

Im Gehäuse ist dafür eine Aussparung vorgesehen.

Der Antrieb erfolgt über Wälzscheiben (8), den Stützring (81) und seitlich abgedichteten Wälzlagern (5), die auf dem Exzenter (9) angeordnet sind.

Zusammen mit dem bei Plastikwerkstoffen geringem Reibungs koeffizienten und abgedichteten Wälzlagern (5) kann das Ge triebe schmiermittelfrei betrieben werden.

Diese Anordnung ist extrem geräuscharm und besonders geeignet für kleine Untersetzungen, die eine größere Ovalisierung er fordern.

Die damit zusammenhängende Schrägstellung der Steckwellenver zahnung (31) wird durch die Elastizität des Plastikwerkstof fes ausgeglichen.

Fig. 9

Fig. 9 zeigt eine Getriebeanordnung mit einem dünnwandig ausgebildeten Hohlrad (1), dem zweiteiligen Gehäuse (14) in dem eine zweite Steckwellenverbindung (33) mit einer Innenver zahnung (34) angeordnet ist, die mit der zusätzlichen Außenver zahnung (15) vom flexiblen Planetenrad kämmt.

Im flexiblen Planetenrad ist in üblicherweise die Steckwellen verbindung (3) angeordnet.

Über die Antriebsnocke (6), das Antriebslager (5) und das flexible Planetenrad (2) wird das Hohlrad geringfügig ovali siert, wobei die zulässige Ovalisierung von ca. 5%-10% vom normal erforderlichen Wert beträgt.

Zwischen dem Gehäuse (14) und der Steckwellenverbindung (33) ist ein geringer Spalt "s" vorgesehen, an dem sich das Hohlrad (1) bei größer werdender radialer Zahnkraft abstützen kann.

Die zusätzliche Ovalisierung vom Hohlrad (1) erzeugt absolute Spielfreiheit, verbessert die Betriebssicherheit und gleicht Verschleiß in der Verzahnung aus.

Claims

1. Planetengetriebe mit einem innenverzahnten Hohlrad (1) oder außenverzahntem Stirnrad (7), das mit einem flexiblen Planeten rad (2) mit unterschiedlicher Zähnezahl kämmt, dadurch gekenn zeichnet, daß eine flexible Steckwellenverbindung (3) mit der gleichen Zähnezahl, vorzugsweise mit etwas Vorspannung, mit dem flexiblen Planetenrad (2) kämmt und zusammen ovali siert wird, wobei auf der Abtriebsseite durch Versteifung die kreisrunde Form erhalten bleibt (Fig. 3).

2. Eine Anordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das flexible Planetenrad (2) innen (22) und außen (21) vor zugsweise gleichartig verzahnt ist und eine Verzahnung mit dem flexiblen Planetenrad (2) kämmt (Fig. 4).

3. Eine Getriebeanordnung nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekenn zeichnet, daß eine zweite mit der Steckwellenverbindung (3) kämmende Verzahnung vom flexiblen Planetenrad (2) mit der doppelten Zähnezahl ausgeführt wird (Fig. 7).

4. Eine Anordnung gemäß Anspruch 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß auf der Abtriebsseite der Steckwellenverbindung (3) eine zweite Verzahnung angeordnet ist, die mit einem gleichartig verzahntem Stirnrad (7) kämmt (Fig. 6).

5. Eine Anordnung gemäß Anspruch 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß besonders bei größerer Ovalisierung eine Verzahnung der Steckwellenverbindung (3) leicht ballig ausgeführt wird.

6. Eine Anordnung gemäß Anspruch 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß gemäß Fig. 9 das Hohlrad (1) oder Stirnrad (7) zusammen mit dem flexiblen Planetenrad (2) leicht ovalisiert wird und mit einer zweiten Steckwellenverbindung (34) kämmt, wobei die Ovalisierung durch den Spalt "s" begrenzt wird.