DE2532560A1

DE2532560A1 - Getriebe mit hoher leistungsfaehigkeit

Info

Publication number: DE2532560A1
Application number: DE19752532560
Authority: DE
Inventors: Spaeter Genannt Werden Wird
Original assignee: ROUVEROL WILLIAM S
Current assignee: ROUVEROL WILLIAM S
Priority date: 1974-07-22
Filing date: 1975-07-21
Publication date: 1976-04-15
Also published as: BE831414A; US3918315A; FR2288917B1; FR2288917A1

Description

Λί/Mf LOCR . Wi tu Λ'Λ 5 Rocx/tTRou, M5. Post PAcH

A514 5HArrv<lK AV ClRKC LC^j₁ cA-jW-'* <W*C<i U*/\ 2 5 3 2

Ti: 6eRiß Mir Hίο«j LeisruN&s FahUKTiT

Ein Typus von Getriebe, welcher die Leistungsfähigkeit des Drenmoments starker Reduktionsgetriebe bedeutend veraehrt. Dies wird erreicht durch Benutzung eines größeren Eingriffswinke1 auf ein größeres Getriebepaar, als :.uf da? kleinere Getriebe;, und in einigen Fällen ein kreisförmiges Eogenp^ofii, das einen kürzeren Radius hat al;; derjenige eines Invcl uteprof i.1 es . Die Wirkung dieser Profileigenschaften besteht darin, die hauptsächliche Zahnbelastung von dem Gebiet abzulenken, wo der Wirkungsbereich tangential zürn Basis umkreis des kleineren Getriebes ist. Da dies das Gebiet ist, wo der relative Radius der Prof!!krümmung am kleinsten ist, ist es die Stelle, wc die Zahnoberfl-chenbeanspruchung am größten zu sein pflegt. Entlastung der Cberflächenbeanspruchung an dieser Stelle gestatte υ daher dem Getriebe stärkere Drehmoments, ohne durch Oberfläeher:loe:ibildung einem Mißlingen ausgesetzt zu sein.

Diese Erfindung bezieht sich auf das Profil und die Form von Getriebez'ihner.. Es bezieht sich insbesondere auf eine Art von Zahnprofil, welches die Leistungsfähigkeit des Drehmoments in Getrieben erhöht, in denen die treibenden und getriebenen Gänge ungleiche Teilkreisdurchmesser haben. Es ist anwendbar auf alle Arten von Parallel-oder Achsenkreuzgetrieben, und ist besonders vorteilhaft in Getrieben, wo aas Verminderungsverh^ltnis ungewöhnlich hoch und die Anzahl der Zähne auf den Ritzel klein ist.

Es ist Getriebekonstrukturen bekamint, daß die Oberfiächen- oder "Berührungs"-be5nspruchung in Getriebe zähnen, aus Grundtheorie der Elastizität oder normaler Getriebeformel errechnet, von der relativen Radiuskruir.ir.ung der Berührungsoberfläche abhängt.

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Die Ausgangsgleichung für eine relative Radiuskrümmung ist wie folgt:

r = 1(1)

in der r. und r_ die Fadiuskrümmung.'-an der Profilpaare an der in Betracht kommenden Stelle, sind.

V/enn dieses Verhältnis in der Ausg-angsgleichung für Kontaktbeanspruchung benutzt wird, dann wird die Spitzenkontaktbeanspruchung q senkrecht zu den Kontaktoberflächen in der Mitte des Kontaktgebietes entsprechend der Formel

q = c I/TTT (2)

berechnet, wo c eine Konstante ist, welche das angewandte Drehmoment und die verschiedenen Parameters der Zahngeometrie und Materialien vereinigt, einschließlich Kelixwinkel, Eingriffswinkel, Teilkreisdurchmesser, Elastizitätsmodule, Poisson's Verhältnis und transversal Kontaktverhältnis.

Es ist herkömmliche Praxis bei Getriebeingenieuren für r. und r„ in der Gleichung 2 die Zahnprofilhalbmesser am Teilungspunkt in Anwendung zu bringen. Jedoch kann dies übermäßig optimistisch sein und kann besonders im Falle von starken Reduktionsgetrieben zu vorzeitigem lochbildenden Mißlingen führen. Der Grund ist, daß bei einer involuten Spirale der Krümmungsradius an jeder Stelle der Abstand von dieser Stelle zum Tangentialpunkt des Grundkreises ist. Wenn ein involutes Zahnprofil in Kontakt oder beinahe an diesem Tangentialpunkt ist, wird sich der Krümmungsradius (r. oder r in der Gleichung 2) dem Nullpunkt nähern und die Kontaktbeanspruchung q muß sich an diesem Punkt unendlich gross werden.

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Das Hauptziel der Erfindung ist daher, für verbesserte Zahnprofile für Getriebepaare zu sorgen, in welchen eines der Paare einen zusätzlichen Kreis hat, der den Wirkungslinie nahe an dem Punkt schneidet, wo er tangential zu dem Grundkreis des arideren Getriebes ist. Diese verbesserten Zahnprcfile sind dazu bestimmt, das zulässige Drehmoment solcher Getriebepaare zu vermehren, durch Verminderung der Kontaktbeanspruchung im Bereich dieses Tangentialpunktes.

Ein weiteres Ziel der Erfindung ist, einen l>pus von Zahnprofilen zu schaffen, der allmählicher eingreift und mit weniger Druck als übliche involute Zähne, und der daher ruhigeren und sanfteren Betrieb gewährleistet.

Die Mittel, diese und andere Ziele und Vorteile der Erfindung zu erreichen, sind aus den folgenden Skizzen und Spezifikationen wie folgt, ersichtlich.

Frig. 1 ist ein Teilabschnitt eines Getriebepaares, senkrecht zur Teilungslinie und mit Zahnprofilpaaren gemäß der Erfindung.

Fig. 2 ist eine schematische Skizze, welche den Kontakt-punkt an dem spiralförmigen Zahn des kleineren Getriebes in Fig. zeigt, der bis zu einer Fläche senkrecht zur Teilungslinie verstößt.

Fig. 3 ist dieselbe Skizze wie Fig. 2, jedoch für ein Getriebe, welches derart geändert ist, daß es eine andersgestaltete Kontaktfläche als in Fig. 2 produziert.

Ausführlich und mit Bezug zu Fig. 1 ist ein kleineres Getriebe 11 montiert, welches sich um seine Zentralachse O₁ dreht und schraubenförmige Zähne 12 hat, die in gepaarte schraubenförmige Zähne 13 an einem größeren Getriebe 14, das seinen Mittelpunkt in 0„ hat, eingreifen. D-is kleinere Getriebe 11 und das

größere Getriebe 14 haben ebenfalls zusatzliche Zahne und Ränder und Naben herkömmlicher Ausführung, aber diese wurden im Interesse von Klarheit weggelassen.

Die ausführliche Skizze Fig. 1 zeigt die Zahnprofile 15, 16 in Kontakt mit Punkt P^f an den Mittellinien O₁ O₂. Es sei bemerkt, daß P' an einer anderen Stelle als der Teilungspunkt ist, welcher sich an P befindet. Punkt P ist ein Punkt an der Wirkungslinie SF. Wenn die Getriebe volle Drehung übertragen, dann entsteht Kontakt zwischen den Profilpaaren 15, 16 am Punkt S, v/o die Wirkungslinie SF den Kopfkreis 17 des größeren Getriebes IU schneidet und am Punkt F endet, wo die Wirkungslinie den Kopfkreis 18 des kleineren Getriebes 11 schneidet.

In der Darstellung Fig. 1 ist das typische Zahnprofil des kleineren Getriebes 11 eineinvolute Spirale mit Basiskreis 19. Sein entsprechendes Profil IG in Getriebe IM ist ein kreisförmiger Bogen, dessen Mittelpunkt sich von T„" zu T„' zu T„ bewegt, während Getriebe 14 in Uhrzeigerrichtung von Getriebe 11 bewegt wird. Die entsprechenden Mittelpunkte der Krümmung des involuten Profils 15 des kleineren Getriebes 11 sind T₁ ^f!, T₁' und T₁, welche die aufeinanderfolgenden Tangentenpunkte der Drucklinie (T.'' T-" T₁' T₀ ¹ und T.. T„) sind, wenn es in entgegengesetzter Uhrzeigerrichtung rotiert.

Während dieser Umdrehung bewegt sich der Kontaktpunkt aufwärts auf der Wirkungslinie SF von S nach P¹ nach F. Am Endpunkt der Kontakts F ist die Drucklinie die gerade Linie QT-FPT,. , die durch den Teilungspunkt P geht. Wenn die Profilpaare 15, 16 am Punkt F in Kontakt sind, werden sie daher dem "Getriebegesetz" Genüge leisten, welches sagt, daß bei Getrieben, die gleichmäßige

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winkelige Geschwindigkeit übertragen, die allgemeine Senkrechte zu den Kontaktoberflächen durch den Teil ur.gr; punkt hindurchgehen muß.

In Getrieben, welche die vorliegende Erfindung behandelt, ist der Punkt F "Höhepunkt" genannt. Und zwar deshalb, weil die Belastung an einem bestimmten Profil zuniirjrit, während es sich aufwärts auf der Wirkungslinie bewegt und ein Maximum an diesem Punkt erreicht. Anderseits, wenn die Getriebe 11, 1Ά rotieren, aber keine Drehmomente übertragen, werden die Zahnp^ofile 15, in Kontakt mit Punkt F sein, werden aber ganz wenig von allen anderen Punkten getrennt sein. Die TrennungsgroÄe verändert sich in Abhängigkeit vom Abstandsquadrat der Profile vom Punkt F, und erreicht ein Maximum bei S.

Die TrennungsgröSe zwischen unbelasteten Profilen an irgendeinen! Punkt ist wesentlich dieselbe wie der Unterschied zwischen der örtlichen Deformation an diesem Punkt und der Deformation am Höhepunkt für voll belastete Getriebe. Um dies zu errechnen, eine .-"eitere Erläuterung des "Getriebegesetzes" kann benutzt werden: "Die gemeinsame Senkrechte zu den Kontakteberflächen trennt die Mittellinien in umgekehrten Verhältnis zum Geschwindigkeitsverhältnis."

Da der Teilungspunkt festgestellt werden kann als ein Punkt, dessen Entfernung von der Achse eines Getriebepaares in genauem Verhältnis zu der Anzahl von Zähnen in jedem dieser Getriebe steht, ist es klar, daß, wenn die Profilpaare 15, 16 eher in Kontakt mit P¹ als mit P sind, dann muß das Verhältnis P'Op/PCL, nämlich kleiner als das Geschwiivdigkeitsverhältnis . Daher muß in dieser Position Profil 15 das Profil 16 überholen.

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Das heißt, wenn die Getriebe unbelastet sind, wird die Trennung zwischen den Profilen an diesem Punkt verringert, oder wenn die. Getriebe Drehmomente übertragen, die Deformation der Zahnoberflächen nimmt zu. Infolgedessen wird die Trennung geringer (oder je nachdem Deformation größer) bis die Profile in Kontakt mit dem Höhepunkt F sind, während die Eingriffslinie zu Position FP heruntergegangen ist und keine v/eitere Konvergenz der Profile stattfindet, weil die gemeinsame Senkrechte zu den Kontaktoberflächen am Punkt F die Mittellinie O. CL in genauer Proportion zum Geschwindigkeitsverhältnis teilt.

Es ist klar, daß in Anbetracht dieses Zyklus der Belastung und der konstanten Geschwindigkeitsübertragung der Getriebe 11, 1^; die Oberflächengröße der Getriebe und der Helixwinkel ausreichend groß sein muß, damit für alle Umdrehungspositionen der Getriebe 11, 14 zumindest ein Höhepunkt vorhanden ist. Das heißt, das Zahnüberschneidungsverhältnis muß mindestens Einheit sein. Tatsächlich sind zwei oder mehr Überschneidungen sehr wünschenswert, um glatten Arbeitsgang zu gewährleisten.

Die Wirkung dieser Trennungsabnahme (oder Zunahme bei Zahndeformation im Falle von belasteten Getrieben) wenn die Profile 15, 16 sich vom Punkt S zum Höhepunkt F bewegen, ist, die gleichförmige Weite der Oberfläche des Kontaktgebietes, welche bei involuten Zähnen vorkommt, in eine elliptische Oberfläche zu ändern. Wenn das kleinere Getriebe 11 immer das Triebwerk ist und das Geschwindigkeitsverhältnis groß ist, dann wird die beste Form der Kontaktfläche eine Halb-ellipse sein, welche bei Überschneidung der Fläche senkrecht zu aer Teilungs-

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A.

linie durch die schattierte Fläche 20 in Fig. 2 angedeutet ist. (Andere Kennzeichen in Fig. 2 sind mit denen in Fig. 1 identisch und haben dieselben Nummern und Buchstaben). Diese Fern« der Kontakufl'iche 20 legt die Hauptbelastung auf Punkt F in den Wirkungsbereich SF (der keine gerade Linie sein nuß) wo der relative Krümmungsradius am größten ist und wo diese Belastung folglich einen geringeren Kontaktdruck ausübt als an irgendeinem anderen Punkt auf der Wiiⁿkungslinie SF. Dies führt offensichtlich zu einer Höchstleistung der Drehungsf cihigkeit.

Prüfung der Geometrie in Fig. 1 zeigt wie eine halbelliptische Kontaktflache, wie solche in Fig. 2 gezeigt ist, erlangt werden kann. Die Hauptbedingung ist, eine Drucklinie (Ί'

t I

T₁", T ' T '), die die Mittellinie O₁O₂ nicht am Teilungspunkt F schneidet, sondern an Stellen wie P¹ zwischen dem Teilungspunkt P und der Mittellinie 0„ des größeren Getriebes 14. Um dies zu erreichen kann die Krümmungsmitte des Zahnprofils 16 des größeren Getriebes 14 nicht auf Q gelegt werden, wo es für ein involutes Profil wäre, sondern auf einen Punkt wie T₀, der näher zum Teilurigspunkt P gelegen ist. Diese Verminderung im Krümmungsradius r_ des Zahnprofils 16 des größeren Getriebes 14 ist die Ursache, daß die Krümmungsmitte einen Weg T„^t! T ' T nachweist, der schräg zur Linie QP ist. In der Skizze Fig. 1 ist das Zahnprof.il 16 des größeren Getriebes 14 ein kreisförmiger Bogen in der Querfläche, sodaß sein Krümmungsradius r„ konstant ist und die gleiche länge wie T₀ ¹¹ S, T₂' P' und T₂F hat.

Aus Fig. 1 ist ersichtlich, daß, wenn der Bogen T₂'¹ T₂' T der durch die Krümmungsmitte des Zahnprofils 16 des größeren

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Getriebes 14 beschreiben wird, über T_ verlängt würde, würde er Lehrbögen unter der Linie Q? verursachen. Eingriffslinien mit Mittelpunkten unter dieser Linie würden die Mittellinien O,O„ nicht über dem Teilungspunkt P schneiden, sondern unterhalb. Gemäß dem Getriebegesetz in diesem Fall, würde es anzeigen, daß die Trennung der Profile 15, 16 sich vergrößern (oder die Zahndeformation vermindert) würde in diesem Gebiet über den Höhepunkt F hinaus. Es ist daher möglich, eine Kontaktstelle herzustellen, welche lieber eine volle Ellipce als eine Halb-Ellipse ist. Eine solche Kontaktstelle ist in Fig. 3 durch die schattierte Fläche 21 gezeigt. In diesem Fall würden die besten Proportionen die Mitte 22 der Ellipse lieber ungefähr halbwegs zwischen S und F stellen als an F. In dieser Änderung ist Punkt 22 der Höhepunkt und sollte an der Linie liegen, welche Q T^ und den Teilur.gspunkt P enthalt.

Die geänderte Kontaktfläche 21 in Fig. 3 hat ihren Hauptnutzen in Schnelligkeit vergrößernden Anrrieben oder Getriebegruppen wo das Schnelligkeitsverhältnis nicht weit entfernt von Einheit ist. In einem die Schnelligkeit vergrößernden Triebwerk würde deshalb das führende Ende der Kontaktstelle F sein, und eine Verringerung seiner Breite am Punkt F wird die Betriebsgeräusche bedeutend verringern. Der andere Grund eins Kontaktstelle gemäß Fig. 3 zu benützen--im Falle von Getrieben, die ein Geschwindigkeitsverhältnis beinahe zu Einheit haben--ist, den Krümmungsradius des Zahnprofils IG in dem größeren Getriebe 14 am Höhepunkt F kurzer zu halten als den Krümmungsradius des Zahnprofils 15 des kleineren Getriebes 11.

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Zurückkommend aur die Geometrie m Fig.l ist es klar, daß Q der Punkt ist, wo die Wirkungslinie tangential zum Grundkreis des größeren Getriebes IH sein würde, wenn seine Zähne involute Kurven wären. Je weiter weg der Punkt T„ von Q ist, umso größer wird der Winkel zwischen dem Bogen T. ' ' T ' T„ und der Linie QP sein, und umso größer wird der Zwischenraun PP' für einen gegebenen Drehungswinkel der Getriebe 11, 14 sein. Für liegend eine gegebene Lage des Punktes T,. kann die Entfernungsgeschv;indigkeit erlangt werden, entweder durch graphische oder analytische Integx^ation des Abstandes der Profile 15, 15 an verschiedenen Stellen längs der Wirkungslinie SF. Von diesen Abstandsangaben kann der relative Krümmungsradius der Zahnprcfile in Längsrichtung erhalten werden. Bei Anwendung dieses und in Verbindung mit dem relativen Krümmungsradius in senkrechter flichtung, können die größeren und kleineren Halbachsen der Kontaktellipsen in der herkömmlichen Elastizitätstheorie errechnet werden. Feststellung dieser beiden Halbachsen ermöglicht die Berechnung der Zahnbelastungskapazität als auch die Zahngröße, sodaß die Koritaktellipse der ganzen Arbeitstiefe des Zahnes entspricht, wenn die Getriebe die volle zulässige Drehungsbelastung haben.

Wenn die Zähne abgemessen sind, genügt es nicht, den Krümmungsradius r₉ der Zahnprofile 16 des größeren Getriebes 14 zu spezifizieren. Aus Fig. 1 ist ersichtlich, daß, da die Profile 15, 16 vorzugsweise in Kontakt mit P' anstatt am Teilungspunkt P sind, der Eingriffswinkel ti₀ des größeren Getriebes nicht derselbe wie der Eingriffswinkel ZL des kleineren Getriebes 11 ist. Der Eingriffswinkel 0„ kann gefunden werden, indem man die Tangente zu

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dem Zahnprofil 16 des größeren Getriebes 14 zieht, am Punkt 23, wo es (oder seine Verlängerung) den Teilkreis 24 des größeren Getriebes 14 schneidet. Der Winkel, den diese Tangente mit einer radialen Linie von 0„ zu Punkt 2 3 macht, wird der korrekte Eingriffswinkel 0^ für das größere Getriebe 14 sein. Er wird immer größer εβΐη als der für das kleinere Getriebe 11, welcher, wie im Falle der herkömmlichen involuten Getriebe, der Winkel 0. ist, die Linie PT macht mit der gemeinsamen Fläche 25 Tangente zu dem Teilkreis 24 des größeren Getriebes 14 und dem Teilkreis 26 des kleineren Getriebes 11.

In Getriebezähnen, welche das bevorzugte Schema der Erfindung in Fig. 1 und 2 zeigen, wird es klar sein, daß der Kauptanteil der Oberflächenbelastung des Zahnes von der Spitze, der Zähne 12 des kleineren Getriebes 11 und der Flanke der Zähne 13 des größeren Getriebes 14 getragen wird. Infolgedessen können die Biegungsbeanspruchungen, die in die Wurzeln der Zähne 12 des kleineren Getriebes 11 induziert sind, übermäßig groß sein, es sei dann, daß diese Zähne 12 so geformt sind, daß sie an der Basis breiter sind als die Zähne 13 des größeren Getriebes 14. Dies gestattet den Zahnkopfhöhen 12 des kleineren Getriebes 11 sogar größer zu sein als diejenigen in den herkömmlichen ungleichen zusätzlichen involuten Zähnen. Eine andere Methode, um die Biegungsstärke der Zähne 12 des kleineren Getriebes 11 zu steigern, kann angewandt v/erden, indem man einen Eingriffswinkel 0^, der größer ist als die üblichen 20 .

Es soll bemerkt v/erden, daß eine Anzahl Änderungen an der dargestellten Form der Erfindungen, wie in Fig. 1 und 2 gezeigt ist, für Fachleute augenfällig wird. Die neuen Grundzüge der Erfindung können an spiralförmig Kegelräder oder Pfeilräder und

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sogar an Stirnräder ar:revindi werden., insbesondere wenn sie stufenartig sind, oder die Belastung relativ konstant und das transversale Kontaktverhülrnis ungefähr ein Ganze ist. Verschiedene Kui'ven, ähnlich wie die dar'ges teilten, können ersetzt werden, wie z.B. Kreisbügen für die involuten Kurven des Getriebes 11, involuten Kurven, die von einem exzentrischen Grundkreis für die Kreisbögen erzeugt werden, oder involuten Kurven für das eine oder andere Getriebe, oder Abschnitte von Ellipsen für Kreisbögen, wie solche sich ergeben, wenn die Zähne so gebildet sind, daß sie Kreisbögen in der senkrechten Flache anstatt in der transversal Fläche haben.

Eine andere mögliche änderung in der Darstellung der Erfindung ist, indem man die involuten Kurven an den Zähnen der kleineren und größeren Getriebe benutzt, aber einen etwas größeren Eingriffswinkel an dem größeren Getriebe verwendet als am kleineren Getriebe. Dies produziert eine Getriebegruppe, welche eine VJirkungslinie hat, die mit der Eingriffslinie in allen Drehungspositionen übereinstimmt und die Mittellinie an einem bestimmten Punkt zwischen dem Teilungspunkt und der Mitte des größeren Getriebes schneidet. Auf diese Weise haben die Zahnpaare keinen Höhepunkt sondern konvergieren ineinander in einem bestimmten Verhältnis, wenn der Kontaktpunkt sich aufwärts auf der Wirkungslinie bewegt. Um glatten Betrieb zu fördern, besonders bei geringer Belastung, können die Spitzen der Zähne des kleineren Getriebes oder die Flanken der Zähnen des größeren Getriebes ein wenig lockert v/erden. Eine genaue Ausführung dieser Art von Getrieben fordert, daß der Unterschied in den Eingriffswinkeln der kleinem und größeren Getriebe genau berechnet wird, um eine

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Konvergenz der Profilpaare zu erzeugen, welche genau der Zahndeformation unter Belastung entspricht, denn andernfalls wird das durch das Verhältnis der betreffenden Anzahl von Zähnen in den Getriebepaaren auferlegte Geschwindigkeitsverhältnis von dem Geschwindigkeitsverhältnis abweichen, welches durch die Abweichung vom Getriebegesetz auferlegt ist, und welches demonstriert ist durch das Versagen der gemeinsamen Senkrechte zu den Zahnoberflächen, die Mittellinie am Teilungspunkt zu schneiden.

Die spezifische obige Beschreibung der· Erfindung sollte nicht einschränkend sein, da es klar ist, daß änderungen in der Ausführung durch Fachleute gemacht v/erden können, ohne vom Ziel der folgenden Ansprüche abzuweichen.

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Claims

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ICH BEANSPRUCiIE: ^

(1.- In einem Getriebepaar, bestehend aus einem größeren und einem kleineren Getriebe,

sind Z-ihne an besagten Getrieben in Kontakt an einem Punkt zwischen der Teilungslinie und der Achse des größeren Getriebes,

die Krüiriniungp.'Tiittelpunkte der Profilkurven der- besagten Zähne am besagten Funkt sind in wesentlichem Abstand von besagter Teilungslinie.

2. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, in weichein der relative Krümmungsradius der besagten Profile am besagten Punkt in Flächen senkrecht zu der Teilungslinie, kleiner ist, als der Sinus des Eingriffswinkels des besagten kleineren Getriebes, geteilt durch die Summe der reziprokalen V/er te der Teilkreishalbir.es ser der besagten Getriebe.

3. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, in dem der Eingriffswinkel des besagten größeren Getriebes gröber ist, als derjenige des besagten kleineren Getriebes.

4. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, wo die arbeitenden Zuhnprofile eines der besagten Getriebe in Flächen senkrecht zu der Teilung:;linie, Kreisbögen sind.

5. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, wo dessen Zähne geneigt zu besagter Teilungslinie angeordnet sind.

6. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 5, wo die arbeitenden Zahnprofile eines der besagten Getriebe in Flächen senkrecht zur Zahnrichtung, Kreisbögen sind.

7. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, wo das besagte kleinere Getriebe weniger als 12 Zähne hat.

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8i Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, wo besagtes kleinere Getriebe arbeitende Zahnprofile hat, die involute Kurven sind.

9. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, wc der Höhepunkt eines Zahnpaares auf derselben Seite der Mittellinie des besagten Paares ist wie die Krümmungsmitte der arbeitenden Profile des besagten größeren Getriebes, wenn besagtes Zahnpaar in Kontakt mit besagter Mittellinie ist*

10. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, wo der Eingriffswinkel des besagten kleineren Getriebes in Flächen senkrecht zu der Zahnrichtung größer als 20 ist.

11. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 4, v/o der Radius des Besagten Kreisbogens geringer ist als der Teilkreishalbmesser des besagten größeren Getriebes mal Sinus des Eingriffswinkels des besagten kleineren Getriebes.

12. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, wo die arbeitenden Zahnprofile beider Getriebe Kreisbögen sind.

13. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 9, wo besagter Höhepunkt angrenzend an der Kopfkreisoberfläche des besagten kleineren Getriebes ist.

14. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, wo der Zahnkopf koeffizient des besagten kleineren Getriebes größer als derjenige des besagten größeren Getriebes ist.

15. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, wo die Wurzelstärke der Zähne des kleineren Getriebes größer ist als die Wurzelstärke der Zähne des größeren Getriebes.

16. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, wo das Verhältnis der Anzahl der Zähne in besagtem größeren Getriebe zu dem in besagten kleineren Getriebe größer als 4 ist.

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17. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 1, wo besagte Zähne derart deformt sind, um eine Kontaktfläche zwischen Zahnpaaren zu bilden, die eine wesentlich elliptische Grenze haben.

18. Ein Getriebepaar gem'4ß Anspruch 17, wo die Mitte der besagten elliptischen Kontaktf 1-ichc angrenzend an dem Kopfkreis des besagten kleineren Getriebes ist.

19. Ein Getriebepaar gemäß Anspruch 17, wo besagte Kontaktfläche wesentlich die ganze Arbeitstiefe der besagten Zähne einnimmt.

20. Ein Getriebepaar gern-iß Anspruch 1 , wo das transversale Kontaktverhältnis ungefähr einem Ganze gleich ist.

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