DE2617951B2

DE2617951B2 - Planetengetriebe

Info

Publication number: DE2617951B2
Application number: DE19762617951
Authority: DE
Inventors: Kurt G. 6710 Frankenthal Fickelscher
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1976-04-24
Filing date: 1976-04-24
Publication date: 1978-06-01
Also published as: DE2617951A1; DE2617951C3

Description

Die Erfindung bezieht sich auf Planetengetriebe und insbesondere auf ein derartiges Getriebe, wie es in Anspruch 1 der Hauptanmeldung P 25 45 681.9 vorgeschlagen ist.

Dieses bereits vorgeschlagene Getriebe geht aus von dem bekannten Spannungswellengetriebe gemäß der US-PS 29 59 065, mit zwei nebeneinanderliegenden innenverzahnten Zentralrädern, welche dadurch miteinander virtuelle Zahnreihe bilden, daß die ebenen Flankenflächen der Zähne auf eine Kante zulaufen und daß die Zähnezahlen differieren, mit einem mit den Zentralrädern kämmenden ringförmigen außenverzahnten Planetenrad, dessen Zähne ebene, auf eine Zahnkante zulaufende Flankenflächen aufweisen und dessen Zahnkanten die gleiche räumliche Fläche beschreiben wie die Wirkfläche eines radial von innen gegen das Planetenrad drückenden, kraftübertragenden Antriebselementes.

Bei diesem bekannten Spannungswel'engetriebe sind zwei Zentralräder vorgesehen, die zwar miteinander zwei virtuelle Zahnreihen bilden; die Fig. 4 bis 11 der US-PS 29 59 065 mit zugehöriger Beschreibung zeigen jedoch, daß die Verzahnung des Planetenrades nur in vier relativ kurzen Zonen jeweils nur mit einer Flanke an einer Flanke einer der (von den beiden Zentralrädern gebildeten) virtuellen Zahnreihe anliegt. Dies hat zur Folge, daß das — wegen der erforderlichen Verformbarkeit dünn ausgebildete — Planetenrad das gesamte übertragene Drehmoment als in Umfangsrichtung wirkende Kraft übertragen muß. Die virtuelle Zahnreihe wird nicht ausgenutzt, und über den größten Teil des Umfanges sind die Verzahnungen nicht im Eingriff.

Bekannte Spannungswellengetriebe, beispielsweise auch gemäß der DT-PS 11 35 259, haben verschiedene Nachteile:

1. Große bauliche Abmessung des Planetenrades in axialer Richtung,

2. Übertragung eines Drehmomentes durch das Planetenrad auf ein Lager oder die Zentralräder,

3. hoher Verschleiß des Planetenrades,

4. mögliche Übersetzung ins Schnelle, d. h. fehlende Selbstsperrung,

5. geringer Prozentsatz der im Eingriff stehenden Zähne des Planetenrades einerseits und der Zentralräder andererseits,

6. Zähne stehen nur über eine Zahnflanke im Eingriff,

7. geringes Zahnflankenspiel kann nur durch erhöhte Fertigungsgenauigkeit erreicht werden.

Gegenüber bekannten Sparinungswellengetrieben, insbesondere gegenüber dem Spannungswellengetriebe der US-PS 29 59 065, liegt der Hauptanmeldung P 25 45 681.9-12 die Aufgabe zugrunde, größere Drehmomente durchzuleiten und eine Belastung des

ίο Planetenrades durch ein Drehmoment zu vermeiden. Das in Anspruch 1 der Hauptanmeldung vorgeschlagene Getriebe erzielt zwar schon den angestrebten Erfolg in vorteilhafter Weise gegenüber dem bekannten Getriebe nach der US-PS 29 59 065, doch hat sich gezeigt, daß der gleiche Erfolg gegenüber dem Stand der Technik auch dann erzielt werden kann, wenn man in Anspruch 1 der Hauptanmeldung die folgenden einschränkenden Bedingungen streicht:

1. Beschränkungen der Zähnezahldifferenz der Zentrafräder,

2. die Beschränkung auf die Innenverzahnung der Zentralräder und die Außenverzahnung des Planetenrades sowie

3. die Beschränkung auf die Anzahl »2« der Zentralräder.

Durch die Streichung dieser einschränkenden Merkmale geht Anspruch 1 vorliegender Anmeldung

jo erweiternd über die Lehre nach der Hauptanmeldung P 25 45 681.9-12 hinaus.

Während in der Hauptanmeldung eine Innenverzahnung der Zentralräder vorgesehen ist, wird gemäß Anspruch 2 als vorteilhafte Weiterbildung des Planetengetriebes eine kinematische Umkehrung dieser Anordnung vorgeschlagen. Die Ansprüche 3 und 4 betreffen die vorteilhafte Anordnung von mehr als zwei Zentralrädern, wie sie an sich aus der DT-PS 9 29 771 bekannt ist.

Läßt man gemäß Anspruch 5 einzelne Zähne des Planetenrades, vorteilhaft in regelmäßiger Folge, weg, so kann man hierdurch eine erhebliche Verbilligung der Herstellung erzielen, ohne die Übereinstimmung der Teilung der Zahnreihe des Planetenrades mit der Teilung der virtuellen Zahnreihe zu beeinträchtigen.

Prinzipiell kann die Zahnzahldifferenz der Zentralräder beliebig sein, solange noch virtuelle Zahnreihen gebildet werden. Sinnvollerweise jedoch beträgt die Zahnzahldifferenz der Zentralräder höchstens 6, wobei die Zahlenwerte zwei und vier in der Hauptanmeldung bereits vorgeschlagen sind und die Zahnzahldifferenz zwei aus der US-PS 29 59 065 bereits bekannt ist. Zahnzahldifferenzen über 6 würden dazu führen, daß sich über den Umfang der genutzten virtuellen Zahnreihe der Flankenwinkel und die Teilung in einem solchen Ausmaß ändern, daß sich die Anpassung der Zahnreihe des Planetenrades an die virtuelle Zahnreihe mit vernünftigem technischem Aufwand (vgl. Ansprüche 7, 10—18) nicht erreichen ließe. Dies ergibt sich aus

to folgenden Gleichungen (1) und (2):

■ m

mit

halber Flankenwinkel der virtuellen Zahnreihe an der Stelle m,
halber Flankenwinkel des Planetenrads.

(«,■—«)«!= halbe Winkelabweichung der Flanken an der

Stelle m,

Z1 = Zähnezahl eines Zentralrads,

Z2 = Zähnezahl eines zweiten Zentralrads,

m = Ordnungsziffer des betrachteten Zahnes,

gezählt von einer Stelle an, an welcher

«v- « = Oist.

Bezeichnet man mit T_m._n , die maximale, mit 7~,„„_M die minimale Teilung der virtuellen Zahnreihe, so ist der Quotient

n\

(Zl+Z2)-tg_v

(2)

7 = V —

13)

ein Maß für die erforderliche periphere Beweglichkeit der Zähne des Planetenrads.

Übrigens ist die periphere Winkeldifferenz Δφ zwischen dem Ort der virtuellen Zahnlücke und dem Ort des zugeordneten Zahnes des Planetenrads gleich der angegebenen halben Winkelabweichung der Flanken:

Bei Untersetzungen zwischen zehn und dreißig treten spezielle Probleme auf, welche bei größeren Untersetzungsverhältnissen mit einfachen Mitteln, z. B. Materialelastizität, ausgleichbar sind.

Während der Drehbewegung des Antriebselementes bewegt sich die halbe Anzahl der Zähne des Planetenrades radial nach außen, wogegen sich die andere Hälfte radial nach innen bewegt. Wenn ein völliges Anliegen der Zähne des Planetenrades an den Flanken der virtuellen Zahnreihe für alle Fälle gewährleistet sein soll, müssen

a) die sich radial nach außen bewegenden Zähne identisch die gleiche Geschwindigkeit + vund

b) die sich radial nach innen bewegenden Zähne identisch die gleiche Geschwindigkeit - vhaben.

Die Bewegung der Zähne sollte also mit konstanter Geschwindigkeit, d. h. ohne Beschleunigung, erfoigen. Praktisch ist dies nur durch Getriebe, die mit höchster Fertigungspräzision hergestellt sind, zu erreichen.

Weiterhin zeigt sich, daß im Bereich kleinerer Untersetzungen die Zahnlücken der virtuellen Zahnreihe eine so unterschiedliche Teilung (Gleichung 2) haben und daß die Winkel (Gleichung 1) zwischen den Flanken der virtuellen Zahnlücken sich über den Umfang derart ändern, daß mit einfachen Mitteln (wie der Materialelastizität) das erstrebte flächige Anliegen der Zähne des Planetenrades an der virtuellen Zahnreihe nicht gewährleistet werden kann. Schließlich stören bei kleineren Untersetzungen Abweichungen des sich theoretisch ergebenden Kurvenzuges der Wirkfläche des Antriebselementes von einer idealen »glatten« Kurve (z. B. kreisförmig), bei welcher die Tangentenrichtung über den Umfang sich kontinuierlich ändert. Derartige Abweichungen könnten beispielsweise auch dann auftreten, wenn die Zahnflanken der Zentralräder nicht eben wären.

Durch derartige Abweichungen

a) der virtuellen Zahnreihe gegenüber der Zahnreihe des Planetenrades in der Teilung und im Flankcnwinkel sowie durch

b) Abweichungen des theoretischen Kurvcnzug.s der Wirkfläche von einer idealen Form

wird die genaue flächige Anlage der Zähne de Planetenrades an den Flanken der virtuellen Zahnreih beeinträchtigt. Bei größeren Untersetzungsverhältnis sen gemäß dem Hauptpatent, lagen diese Abweichun gen im Rahmen der Fertigungstoleranzen und de Elastizität des Materials und konnten daher praktiscl unbeachtet bleiben.

Vorliegende Erfindung gibt nun verschiedene alleii oder wahlweise in Kombination miteinander verwend bare Merkmale an, die es auch bei kleinerer Untersetzungsverhältnissen auf einfache Weise ermög liehen, das flächige Anliegen der Zähne des Planetenra des an den Flanken der virtuellen Zahnreihe zu erzielen

Hierzu wird in Weiterbildung der Erfindung vorge schlagen, daß der Kurvenzug der Wirkfläche de Antriebselementes an theoretischen Knickstellen abge rundet ist. Hierdurch wird genau an denjenigen Steller in denen theoretisch eine Knickstelle vorhanden ist, de jeweils dort stehende Zahn des Planetenrades nicht ii die virtuelle Zahnreihe gedruckt. Da gerade dieser Zaht die stärkste Beschleunigung von + ν auf - ν erleidet wird durch die Entkupplung dieses Zahnes aus de virtuellen Zahnreihe sein störender Einfluß auf der ruhigen Bewegungsablauf eliminiert.

Die von den Zahnlückenkanten der virtueller Zahnreihe beschriebene räumliche Fläche schneide eine Radialebene in einem Kurvenzug, der als »virtuelle Kopfkurve« bezeichnet wird. Diese virtuelle Kopfkurvf gibt die Gestalt der virtuellen Zahnreihe an und läßt sict an den sich überlappenden Zahnreihen der Zentralräde ausmessen. Eine Gleichung zur genaueren Berechnunj der Kopfkurve ist in Anspruch 8 angegeben. Dies« virtuelle Kopfkurve der virtuellen Zahnreihe komm auch bei der Geometrie der Zentralräder gemäß den Hauptpatent zustande. Innerhalb der Fertigungstole ranzen und Materialnachgiebigkeiten allerdings stim men bei den Konstruktionen des Hauptpatents dies< komplizierter geformten Kurven praktisch mi einfacheren Kurven überein. In dem hier besprochene: Bereich kleinerer Untersetzungsverhältnisse ist die genauere Kurvenform gemäß Anspruch 8 zu berück sichtigen.

Der im Bereich der in Anspruch 7 genannter Abrundungen sich bewegende Zahn des Planetenrade! wird in seiner Radialbewegung umgekehrt. Eine ir diesem Zusammenhang vorteilhafte Bemessungsangabe der Fußkreise der Zentralräder ist im Anspruch ? angegeben.

Zum Ausgleich der Abweichungen der virtueller Zahnreihe gegenüber der Zahnreihe des Planetenrades in bezug auf die Teilung und den Flankenwinkel, is vorteilhaft gemäß Anspruch 10 der ringförmige Grundkörper und/oder jeder Zahn des Planetenrade! derart elastisch verformbar, daß er sich in seinet Stellung (Abstand und Winkel) gegenüber der Achse de; Planetenrads an die virtuelle Zahnreihe anpassen kann Die Ansprüche 11 bis 16 geben einige vorteilhafte Ausführungsbeispiele dieses Erfindungsgedankens an.

Anstelle dieser Anpassung der Zahnreihe de; Planetenrades an die virtuelle Zahnreihe oder zusätzlich zur Anpassung der Zahnreihe des Planetenrades an die virtuelle Zahnreihe kann sich ihrerseits die virtuelle Zahnreihe gemäß Anspruch 17 in gewissen Grenzen an die Zahnreihe des Planetenrades anpassen.

Ein aus Blech geformtes verzahntes Element ist an sich aus der US-PS 27 29 1IO für das Zusammenwirken mit einem Zahnriemen bekannt. Die Verwendung eines zickzackförmigen Bleches zur Herstellung der Zahnrci

he des Planetenrades ist bereits in Anspruch 6 des Hauptpatents vorgeschlagen. Erfindungsgemäß erhält man eine Zahnreihe besonders hoher Elastizität und Festigkeit durch Verwendung von mindestens zwei derartigen aufeinanderliegenden zickzackförmigen Blechen. Der Vorteil eines derartigen mehrschichtigen Zickzack-Bleches ist vergleichbar dem Vorteil, den ein vieladriges Drahtseil gegenüber einer Stahlstange gleichen Querschnittes bietet.

Erfindungsgemäß genügt die in Anspruch 19 angegebene Lagerung der erfindungswesentlichen Konstruktionselemente ineinander.

Vorteilhaft besteht das Antriebselement aus zwei Teilen, die zueinander justierbar sind. Hierdurch wird es möglich, die einzelnen Teile mit relativ geringer Präzision herzustellen, da durch das Justieren der Teile beim Einbau etwaige Ungenauigkeiten ausgeglichen werden können.

Auch wird es durch die Justierung möglich, eine gewisse Anpassung der Zähne des Planetenrades an die virtuelle Zahnreihe zu erzielen und eine Nachjustierung vorzunehmen, sobald Abnutzungserscheinungen auftreten.

Weitere Vorteile der erfindungsgemäßen Planetengetriebe gehen aus der folgenden Beschreibung von Ausführungsbeispielen im Zusammenhang mit den Zeichnungen hervor. Hierbei zeigt

Fig. 1 einen radialen Schnitt gemäß der Schnittlinie l-l durch das Getriebe der F i g. 23 (gemäß Anspruch 1) mit der Zähnezahldifferenz zwei der innenverzahnten Zentralräder und Benutzung nur einer virtuellen Zahnreihe,

Fig. 2 einen radialen Schnitt durch ein Getriebe gemäß Anspruch 2 mit der Zähnezahldifferenz zwei der außenverzahnten Zentralräder,

F i g. 3 ein Viertel des Umfanges eines Getriebes im radialen Schnitt mit zwei Zentralrädern und der Zahnzahldifferenz vier, zur Erläuterung der geometrischen Verhältnisse und mathematischen Beziehungen gemäß den Ansprüchen 7 und 8,

F i g. 3A den Ausschnitt Ul A der Fi g. 3 in größerem Maßstab,

Fig.4 und 5 je ein Detail aus Fig. 3 in größerem Maßstab,

Fig. 6 bis 13 die Abweichung der virtuellen Kopfkurve von der »glatten« Form und die Abrundungen in den Knickstellen,

Fig. 14 bis 20 verschiedene Konstruktionen der Zähne des Planetenrades,

Fig.21 ein Viertel eines Getriebes im radialen Schnitt,

F i g. 22 das Lagerband mit Schlitz in Aufsicht,

Fig. 23 den axialen Schnitt durch das Getriebe der Fig.1.

Fig.24 einen radialen Schnitt durch ein Getriebe ähnlich Fig. 1,

F i g. 25 einen axialen Schnitt durch das Getriebe der F i g. 26 gemäß der Schnittlinie XXV-XXV,

Fig.26 den radialen Schnitt XXVI-XXVI durch F i g. 26 und

F i g. 27 ein Schaltgetriebe im axialen Schnitt.

Gemäß den F i g, 1 und 23 weist das Planetengetriebe zwei innenverzahntc Zentralräder 42 und 44 auf. Gemäß der Schnittführung l-l durch F i g. 23 liegt das innenverzahnte Zentralrad 42 hinter dem innenverzahnten Zentralrad 44. Aus diesem Grunde sind die Flanken der Zähne des Zcntralradcs 42 zum Teil durch die Zähne des vorderen Zentralrades 44 verdeckt und insoweit in Fig. 1 nur gestrichelt angedeutet.

Im rechten oberen Viertel der Fig. 1 sind nur die Zähne 46 des innenverzahnten Zentralrades 44 dargestellt. In der Darstellung der F i g. 1 erkennt man, daß die von den Flanken der Zahnreihen der innenverzahnten Zentralräder 42 und 44 gebildeten Zickzack-Linien sich derart überlappen, daß zwei virtuelle Zahnreihen entstehen. Von den beiden virtuellen Zahnreihen ist die »benutzte« dadurch hervorgehoben, daß in sie die Außen-Zähne 48 des (punktiert angelegten) Planetenrades 50 eingreifen. Man erkennt, insbesondere im linken Teil der Fig. l,daß noch eine zweite virtuelle Zahnreihe entsteht, welche in Fig.1 nicht benutzt wird. Diese zweite virtuelle Zahnreihe stimmt identisch mit der ersten virtuellen Zahnreihe überein, ist jedoch um einen Winkelbetrag versetzt. Statt der ersten, in Fig.1 benutzten virtuellen Zahnreihe könnte man die zweite virtuelle Zahnreihe benutzen, wobei sich nur der Drehsinn ändern würde. Im folgenden ist nur noch von »der« virtuellen Zahnreihe die Rede, welche benutzt wird. Die Zähne sämtlicher Räder haben einen dreieckförmigen Querschnitt und im wesentlichen ebene Flankenflächen, die jeweils paarweise auf eine Kante zulaufen, die sich im Querschnitt als Zahnspitze abbildet.

Die Zahnlückenkanten 52 und 54 der innenverzahnten Zentralräder 42 und 44 liegen auf einer räumlichen Fläche, die sich im Querschnitt der Fig. 1 als Fußkreis 56 darstellt, mit einem Mittelpunkt 58, welcher der Durchstoßpunkt der gemeinsamen Zentralachse 60 der beiden innenverzahnten Zentralräder 42 und 44 durch die Zeichenebene ist. Die Zahnlückenkanten 62 der virtuellen Zahnreihe dagegen liegen angenähert auf einer räumlichen Fläche, die sich im Querschnitt als Kopfkurve 64, etwa von der Form eines Kreises, darstellt, der als »virtueller Kopfkreis« bezeichnet ist, oder ganz allgemein »virtuelle Kopfkurve« genannt wird. Der Mittelpunkt 66 des virtuellen Kopfkreises 64 ist der Durchstoßpunkt der Umlaufachse 68 durch die Zeichenebene. Der Mittelpunkt 66 ist gegenüber dem Mittelpunkt 58 des Fußkreises 56 versetzt. Beim Umlauf des Planetenrades 50 beschreibt der Mittelpunkt 66 (die Umlaufachse 68) einen Kreis um den Mittelpunkt 58 (die Zentralachse 60).

In Fig.1 erkennt man weiterhin, daß in die »Zahnlücken« der virtuellen Zahnreihe die Außen-Zähne 48 des Planetenrades 50 derart eingreifen, daß die Zahnkanten der Außen-Zähne 48 des Planetenrades 50 bis zu den Zahnlückenkanten 62 der virtuellen Zahnreihe vordringen. Die Höhe der Außen-Zähne 48 des Planetenrades 50 ist ca. doppelt so groß wie der Abstand zwischen den Mittelpunkten 58 und 66.

Innerhalb des Planetenrades 50 ist das Antriebselement 70 angeordnet; zwischen dem Antriebselement 70 und dem Planetenrad 50 sind als kraftübertragendes Lager Walzen 72 vorgesehen, um 'eine Drehung des Planetenrades 50 gegenüber dem Antriebselemcnt 70 zu erleichtern.

Das hintere Zentralrad 42 hat beim in Fig.1 dargestellten Getriebe 78 Zähne, die mit dem Bezugszeichen 74 gekennzeichnet sind, wogegen das vordere Zentralrad 44 geringfügig mehr, nämlich 80 Zähne trägt, die mit dem Bezugszeichen 46 gekennzeichnet sind. Das außenverzahntc Planctenrad 50 trägt 79 Zähne; die Breite dieser Zähne 48 (senkrecht zur Zeichenebene) ist gemäß der rechten Hälfte der F i g. 23 so groß, daß sie mit den Zahnreihen der beiden innenverzahnten Zentralrädcr 42 und 44 kämmen.

Gemäß Fig. 23 ist das innenverzahnte Zentralrad 42 festgehalten; es kommt in diesem Falle nur ein Antrieb des Antriebselements 70 über die Antriebswelle 76 in Frage. Das innenverzahnte Zentralrad 44 ist mit der Abtriebswelle 78 verbunden. Der Umlauf des Antriebselementes 70 um die Zentralachse 60 bewirkt eine Drehung des Planetenrades 50, dessen Außen-Zähne 48 sich dabei in den Zähnen 74 des festgehaltenen innenverzahnten Zentralrades 42 abstützen. Aus den genannten Zahnzahlen (78 bzw. 80) der Zentralräder 42, 44 ergibt sich, unabhängig von der Zahnzahl des Planetenrades 50, aus der Gleichung

ι =

Z₂

1 2

a) entweder ein Untersetzungsverhältnis von 39 (d. h., bei 39 Umläufen der Abtriebswelle 76 macht die Abtriebswelle 78 einen Umlauf)

b) oder ein Untersetzungsverhältnis von 40 mit umgekehrtem Drehsinn, wenn das andere Zentralrad festgehalten wird.

F i g. 2 zeigt ein Getriebe mit der Zähnezahldifferenz zwei gemäß Anspruch 2. Zwei außenverzahnte Zentralräder 82, 84 sind von einem innenverzahnten Planeten- r> rad 90 umgeben, welches seinerseits von dem hohlzylindrischen Antriebselement 86 umgeben ist, wobei das Zentralrad 82 hinter dem Zentralrad 84 angeordnet ist. Die Zähne 92,94 der außenverzahnten Zentralräder 82, 84 überlappen sich zu zwei virtuellen Zahnreihen, in κι deren eine die Innen-Zähne 88 des Planetenrades 90 eingreifen. Im linken Teil der F i g. 2 sind die Innen-Zähne 88 des Planetenrades von einem Zickzack-Blech gebildet. Im rechten Teil der F i g. 2 dagegen ist eine andere Ausführungsform der Innen-Zähne 88 r> dargestellt. Man wird selbstverständlich bei einem Planetenrad nur eine Ausführungsform der Innen-Zähne verwenden.

Bei Drehung des hohlzylindrischen Antriebselements 86 drücken die Innenzähne 88 in die virtuelle Zahnreihe und bewirken so die Relativdrehung der Zentralräder 82 und 84 zueinander. Man erkennt, daß ein Getriebe gemäß F i g. 2 mit außenverzahnten, vom innenverzahnten Planetenrad 90 umgebenen Zentralrädern 82, 84 im Prinzip ebenso aufgebaut ist und funktioniert wie ein 4~> Getriebe mit innenverzahnten Zentralrädern 42, 44, welche ein außenverzahntes Planetenrad 50 umgeben, gemäß Fig. 1.

Daher wird zur weiteren Erläuterung und Beschreibung der Planetengetriebe im folgenden nur ein Mi Getriebe mit innenverzahnten Zentralrädern und wenigstens einem außenverzahnten Planetenrad gemäß F i g. 1 benutzt. Die Erläuterungen und Beschreibungen gelten selbstverständlich auch für Planetengetriebe, die entsprechend der F i g. 2 aufgebaut sind. ί^Γ>

Fig.3 zeigt ein Viertel eines Getriebes im radialen Schnitt. Das Getriebe ist ungefähr so aufgebaut wie das Getriebe nach F i g. 1 und besitzt demnach zwei innenverzahnte Zentralräder 42 und 44. Das innenverzahnte Zentralrad 42 ist bereichsweise vom Zentralrad fao 44 verdeckt und daher mit einer teilweise gestrichelten Zickzack-Linie dargestellt. Das Zentralracl 44 ist unverdeckt und daher mit einer ausgezogenen Zickzack-Linie dargestellt.

Die beiden Zahnreihen der innenverzahnten Zentral- b^r> räder 42 und 44 bilden zwei virtuelle Zahnreihen. In eine der virtuellen Zahnreihen greifen die Außenzähne 48 des Planetenrades ein.

Die Lücken der virtuellen Zahnreihe, welche benutzt ist, sind mit Ordnungsziffern m bezeichnet, gezählt von einer Stelle m—0 an, an welcher « = «,. (vgl. Gleichung 1). In Fig.3 ist in einer Zahnlücke ein einzelner ") starrer Zahn 48 mit dem Flankenwinkel 2 α eingezeichnet; man erkennt, daß der Flankenwinkel 2 a, der virtuellen Zahnreihe größer ist als 2 <x. Wäre in jeder Zahnlücke ein derartiger Zahn 48 eingezeichnet, so könnte man sehen, daß der Unterschied um so kleiner

in ist, je kleiner m ist, und bei m=0 völlig verschwindet. Verwendet man anstelle eines starren Zahnes 48 einen Zahn, dessen Flankenwinkel 2 <x elastisch veränderbar ist, so erreicht man eine optimale Anpassung der Zahnreihe des Planetenrades an die virtuelle Zahnreihe.

Derartige anpassungsfähige Zähne sind z. B. in Fi g. 2, 14,21 sowie 24 dargestellt.

Die periphere Winkeldifferenz (Δφ),,, zwischen dem Ort fm) der virtuellen Zahnlücken und dem Ort (m)des zugeordneten Zahnes des Planetenrades ist gleich der

.'(i sich aus Gleichung (1) ergebenden halben Winkelabweichung der Flanken am gleichen Ort (m):

Die virtuelle Kopfkurve 64 der genutzten virtuellen Zahnreihe ist ein Kreissegment mit dem Kreismittelpunkt M 4, der im rechten oberen Quadranten liegt. Im rechten, nicht dargestellten Quadranten des Getriebes ist diese virtuelle Kopfkurve ein Kreissegment mit dem gleichen Radius um den Kreismittelpunkt Ml, welcher im linken oberen Quadranten liegt. Für die nicht dargestellte untere Hälfte des Getriebes sind die entsprechenden Kreismittelpunkte mit M2 und M3 bezeichnet, vgl. die Erläuterungen zu F i g. 11.

Die Kreismittelpunkte Ml, M2, M3 und M4 haben gleiche Abstände zum Schwerpunkt des Umrisses des Planetenrades und zum Schwerpunkt des Umrisses des Antriebselementes, welches beiden Schwerpunkten gleichzeitig der Durchstoßpunkt der Zentralachse 60 der beiden Zentralräder 42, 44 durch die Zeichenebene ist. Der Abstand jedes einzelnen Punktes der virtuellen Kopfkurve 64 vom Schwerpunkt an der Stelle m berechnet sich nach der folgenden Gleichung:

mit

Δφ

2 tXv As

Abstand einer Zahnlückenkante 62 (an der Stelle m) der virtuellen Zahnreihe von der Zentralachse 60 der Zentralräder,
Radius des Fußkreises 56 der Zentralräder, bezogen auf den Mittelpunkt 58,

360 ■(■-- - -^-Y /nWinkeldifferenz(periphe-

rer Abstand) der Zahnlückenkanten der Zentralräder an der Stelle m,
Zähnezahlen der Zentralräder,
Flankenwinkel der Zahnlücke der virtuellen Zahnreihe an der Stelle m (in Fig. 3 bei /n=4), der Abstand der geraden Verbindungslinie zwischen den zu (Δφ) genannten Zahnlückenkanten 52, 54 der Zentralräder vom Fußkreis 56 (vgl. Detaildarstellung F i g. 3A),
Ordnungsziffer des betrachteten Zahnes des Planetenrades, gerechnet von der Stelle Δφ = 0 an.

Auch gilt für den Winkel /?,, welchen der Radius r, mit dem Radius u (Abstand von der Zahnlückenkante 62 nach A/4)um den Kreismittelpunkt Λ/4(in Fig. 3,oder

= urcsin

COS \,

Z_xZ₁

Die virtuelle Kopfkurve läßt sich aus dieser Gleichung (5) ebensogut berechnen wie aus der Gleichung (4).

ß_v ist auch, an der jeweiligen betrachteten Stelle m, der Winkel zwischen der Tangente an den Fußkreis 56 einerseits und die virtuelle Kopfkurve 64 andererseits. Daher wird ß_v auch als »Einlaufwinkel« oder »Auslaufwinkel« bezeichnet, mit welchem die virtuelle Zahnreihe in die Zahnreihen der Zentralräder einläuft bzw. aus diesen ausläuft.

Die Wirkfläche des Antriebselements 70, welche sich im gezeigten Querschnitt als Umriß 96 des Antriebselements darstellt, ist im mathematischen Sinne der virtuellen Kopfkurve 64 ähnlich, d. h., ihr Abstand zur virtuellen Kopfkurve 64 ist konstant. Die linke Umrißlinie 96/4, welche dem Kreismittelpunkt M4 zugeordnet ist, schneidet sich an der Knickstelle 98 mit der rechten Umrißlinie 96/1. deren Kreismittelpunkt MX ist. Durch das Schneiden der kreisförmigen Umrißlinien 96/4 und 96/1 an der Knickstelle 98 entsteht dort ein Punkt der Umrißlienie, in welchem die Richtung der Tangenten an den Umriß 96 sich unstetig ändert. Dies ist der Punkt, in welchem gemäß Anspruch 7 der Umriß der Wirkfläche des Antriebselements abgerundet ist, so daß der an dieser Stelle stehende Zahn 48 des Planetenrades nicht in die virtuelle Zahnreihe gedrückt wird, sondern in radialer Richtung beweglich ist. Die strichpunktiert angedeutete Abrundung 100 erstreckt sich über mehrere virtuelle Zahnlücken.

Die ein Detail aus F i g. 3 darstellende F i g. 4 zeigt schematisch das kinematische Prinzip nach dem das Getriebe arbeitet. Der Zahn 48 des Planetenrades berührt einerseits die Flanke des Zahnes 46 des vorderen Zentralrades 44 und andererseits die entsprechende Flanke des Zahnes 74 des hinteren Zentralrades 42. Die beiden Zahnreihen bilden miteinander die virtuelle Zahnreihe, deren Zahnlückenkante 62 mit der Kante des Zahnes 48 übereinstimmt — soweit diese Kanten nicht in üblicher Weise abgeflacht oder abgerundet sind. Da Fig.4 einen Querschnitt darstellt, bilden sich die Kanten als Spitzen der Zähne ab.

Die Zähne 46 und 74 wirken auf den Zahn 48 mit den durch Pfeile 102 und 104 angedeuteten Kräften. Diese Kräfte wurden in die peripheren Kraftkomponenten 106 und 108 und in die radiale Kraftkomponente 110 zerlegt. Man erkennt, daß die peripheren Komponenten 106 und 108 sich aufheben, was zur Folge hat, daß auf den Zahn 48 keine Kräfte in Umfangsrichtung wirken. Dies bewirkt einerseits die Selbstsperrung und hat andererseits zur Folge, daß das Planetenrad in Umfangsrichtung keine Kräfte zu übertragen braucht und — sollte dies erforderlich sein — daher dünn, elastisch und unterbrochen ausgebildet sein kann, ohne daß dadurch die Übertragbarkeit von Drehmomenten auf die Zentralräder und die Lebensdauer beeinträchtigt würden. Auf den Zahn 48 wirkt nur die radiale Kraftkomponente 110, welche ihn auf das Planetenrad drückt. Diese radialen Kraftkomponenten werden z. B.

MX oder M2 oder M3) des betreffenden Kreisabschnitts der virtuellen Kopfkurve 64 einschließt, die Beziehung:

über die Walzen 72 auf das Antriebselemeni 70 übertragen und durch die entgegengesetzt gerichtete Kraft gemäß Pfeil 114 aufgehoben.

Da das Planetenrad von allen Zähnen 48 und somit aus allen Radialrichtungen rundherum ähnliche Kräfte aufzunehmen hat, heben sich diese Kräfte weitgehend auf, so daß die Antriebswelle der Kurvenscheibe 70 höchstens geringfügig auf Biegung beansprucht wird und sich die Bauteile (Zentralräder, Planetenrad) ineinander zentrieren.

Fig.5 zeigt schematisch ein Detail aus Fig.3 im Bereich der Stellen /n=4 und /77 = 5. Von den Zähnen 46 des vorderen Zentralrades sind die mit Kreuzen bezeichneten Zähne 74 des hinteren Zentralrades zum Teil verdeckt. In die beiden virtuellen Zahnlücken m = 4 und m=5 greifen zwei schematisch angedeutete Zähne 48 des Planetenrades ein. Man erkennt zunächst, daß ein exaktes Eingreifen und ein exaktes Anliegen det Flanken nur möglich ist, wenn die beiden Zähne 48 unabhängig voneinander schwenkbar und in ihrer Höhe veränderbar sind.

Die beiden Zähne 48 des Planetenrades sind einerseits in ihrer ausgezogenen Stellung und andererseits in einer strichpunktierten Stellung dargestellt. In der strichpunktierten Stellung sind sie so weit in die virtuelle Zahnreihe eingeschoben, wie dies etwa den Positionen /T)=O und /77=1 der Fig. 3 entsprechen würde. Der Abstand der Zähne 48 in der ausgezogenen Stellung ist die Teilung 7^ wogegen die Teilung in der strichpunktierten Stellung mit T_v bezeichnet ist. Das Verhältnis der maximalen Teilung T_milx _v zur minimalen Teilung T„,m ι der virtuellen Zahnreihe ist durch Gleichung (2) gegeben und ein Maß für die erforderliche periphere Beweglichkeit der Zähne 48 des Planetenrades.

Bei der Bewegung von der ausgezogen dargestellten Stellung in die strichpunktierte Stellung gleitet der Zahn 48 an den Flanken der Zähne 46 und 74 und drückt wie ein Keil diese Zähne auseinander. Bei herkömmlichen Planetengetrieben dagegen rollt der Zahn des Planetenrades an einer einzigen Zahnflanke eines Zentralrades ab.

Die Fig. 6 bis 13 zeigen die Λbweichung der virtuellen Kopfkurve von einer »glatten« Form und das Erfordernis der Abrundung in den Knickstellen.

In den F i g. 6 und 7 sowie 10 bis 13 ist der Fußkreis 56 der Zentralräder mit winkelgleich verteilten Punkten 0, 1, 2, 3, 4, 5, 6 besetzt. Um die Figuren nicht unübersichtlich zu machen, ist nur ein einziger gemeinsamer Fußkreis 56 für zwei innenverzahnte Zentralräder dargestellt. Die Möglichkeit zweier getrennter Fußkreise 561 und 562 für zwei innenverzahnte Zentralräder ist in Fig. 21 und 24 dargestellt. Der Mittelpunkt 58 des Fußkreises 56 liegt auf der Zentralachse 60 der Zentralräder.

In Fig.6 ist weiterhin ein Kurvenzug 641 in Form eines inneren Kreises eingezeichnet, welcher die virtuelle Kopfkurve unter der (nicht streng zutreffenden) Voraussetzung darstellt, daß diese Kopfkurve genau kreisförmig ist. F i E. 8 zeigt, ausgehend von Punkt

O, für die Punkte 1, 2, 3,4, 5 und 6 den Abstand zwischen dem Fußkreis 56 und dem (Kreis-)Kurvenzug 641. Diese Abstände folgen einer Sinuskurve. Da die Wirkfläche, d. h. der Umriß des Antriebselements 70, 86, eines Planetengetriebes im mathematischen Sinn der virtuellen Kopfkurve ähnlich ausgebildet werden muß, ist bei konstanter Winkelgeschwindigkeit des umlaufenden Antriebselements somit die Radialgeschwindigkeit der einzelnen Zähne unterschiedlich. Vernachlässigt man jedoch die Zähne in den Punkten 0 und 6, nimmt man also an, die dort stehenden Zähne seien außer Eingriff mit der virtuellen Zahnreihe, so läßt sich in Fig. 8 der Kurvenzug zwischen den Punkten 1 und 5 praktisch durch eine Gerade darstellen. Die Abstände zwischen dem Fußkreis 56 und dem (Kreis-)Kurvenzug 641 ändern sich in dem Bereich zwischen den Punkten 1 und 5 also nahezu proportional zum Umfangswinkel φ. Bei konstanter Winkelgeschwindigkeit des umlaufenden Antriebselements ergibt sich in diesem Fall die praktisch konstante Radialgeschwindigkeit der einzelnen Zähne, die gewünscht ist.

Fig. 7 zeigt innen zwei Kreise um die Mittelpunkte 122 und 124. Diese Kreise sind rechts und links durch gerade Linien 126 verbunden, deren Länge gleich dem Abstand der Mittelpunkte 122 und 124 ist. Jeweils eine obere und untere Hälfte der Kreise bildet zusammen mit den beiden Geraden 126 einen geschlossenen Kurvenzug 641 derart, daß die an ihn gelegten Tangenten ihre Richtung stetig ändern. Im Fall großer Untersetzungen ist bei einer Zähnezahldifferenz von vier ein Antriebselement mit einem Profil ähnlich dem Kurvenzug 641 praktisch verwendbar.

Fig.9 zeigt eine Fig. 7 zugeordnete Darstellung. ähnlich wie F i g. 8 der F i g. 6 zugeordnet ist.

Bei geringeren Untersetzungen, im Bereich zwischen /=10 und /=30, müssen die in den Fig.6 und 7 dargestellten Kurvenzüge 641 durch die in den Fig. 10 und 11 dargestellten Kurvenzüge 641 ersetzt werden, welche sich aus der Gleichung (4) (vgl. auch Anspruch 8) ergeben. In beiden Fig. 10 und 11 ist der Mittelpunkt 58 der Durchstoßpunkt der Zentralachse der beiden Zentralräder durch die Zeichenebene.

Unter Zugrundelegung der Gleichung (4) erhält man, bei einer Zähnezahldifferenz der Zentralräder von zwei, die in F i g. 10 dargestellten drei Kreismittelpunkte M1, M2 und M3. Der Kreismittelpunkt M2 ist der Mittelpunkt eines Kreissegmentes, welches sich über knapp die untere Hälfte des Kurvenzuges 641 erstreckt. Der im rechten oberen Quadranten angeordnete Kreismittelpunkt Mi ist der Mittelpunkt eines Kreissegmentes, welches im wesentlichen im linken oberen ,Quadranten des Kurvenzuges 641 liegt. Der im linken oberen Quadranten liegende Kreismittelpunkt M3 dagegen ist der Mittelpunkt des Kreissegmentes, welches im rechten oberen Quadranten liegt. Die beiden Kreissegmente, welche den Kreismittelpunkten MX und M3 zugeordnet sind, schneiden sich an der oberen Knickstelle 98 und gehen ohne weitere Knickstellen in das untere Kreissegment über, welches dem Kreismittelpunkt M2 zugeordnet ist. Dieser Kurvenzug ist gestrichelt in F i g. 12 eingezeichnet, zusammen mit dem ausgezogenen (Kreis-)Kurvenzug 641 der F i g. 6. Man erkennt die Abweichung, die beim ausgewählten Untersetzungsverhältnis von etwa sechs durchaus eine Rolle spielen kann und auch noch bei größeren Untersetzungsverhältnissen bis etwa 30. In diesem Bereich sind die erfindungsgemäßen Korrekturen von Bedeutung; darüber ist der Kurvenzug der virtuellen Kopfkurve einem Kreis so weit angenähert, so daß e« meistens genügt, dem Antriebselement des Planetengetriebes einen genau kreisförmigen Umriß zu geben.

Die Knickstelle 98 ist derjenige Punkt der Fi g. 3, ir welchem die Abrundung 100 angebracht wird (vgl F ig. 3).

Der Kurvenzug 641 gemäß Fig. 10 ist, grob gesagt etwas birnenförmig, d. h. unten etwas dicker als oben Fig. 11 zeigt für die Zähnezahldifferenz von vier die Entstehung des Kurvenzuges 641. Im linken oberen Quadranten ist der Kurvenzug 641 ein Kreissegmenl mit dem Kreismittelpunkt M4, welcher im rechten oberen Quadranten liegt. Im rechten oberen Quadranten ist der Kurvenzug 641 ein Kreissegment um den Kreismittelpunkt Mi, welcher im linken oberen Quadranten liegt. Im rechten unteren Quadranten ist der Kurvenzug 641 ein Kreissegment, dessen Kreismittelpunkt M2 im linken unteren Quadranten liegt Im linken unteren Quadranten ist der Kurvenzug 64:1 ein Kreissegment, dessen Kreismittelpunkt M3 im rechten unteren Quadran'.en liegt. Die Segmente, welche den Kreismittelpunkten M3 und M2 zugeordnet sind, schneiden sich in einer unteren Knickstelle 98. Die Segmente, welche den Kreismittelpunkten M1 und M4 zugeordnet sine, schneiden sich in einer oberen Knickstelle 98. Die Segmente, welche den Kreismittelpunkten M4 und M3 zugeordnet sind, sind durch ein kurzes Geradenstück 130 verbunden, dessen Länge gleich dem Abstand der Kreismittelpunkte M4 und M3 ist. Die Segmente, welche den Kreismittelpunkten M 1 und M 2 zugeordnet sind, sind ebenfalls durch ein kurzes Geradenstück 130 miteinander verbunden, welches so lang ist wie der Abstand der Krcismittelpunkte M 1 und M 2.

Fig. 13 zeigt, ähnlich wie Fig. 12, den Vergleich des vereinfachten Kurvenzuges 641/9 (ausgezogen) der virtuellen Kopfkurve gemäß Fig. 7, mit dem komplizierten Kurvenzug 641/13 (gestrichelt) gemäß Fig. 11. Man erkennt, daß die Abweichungen mit steigender Zähnezahldifferenz zunehmen.

Der »birnenförmige« Kurvenzug 641 der virtuellen Kopfkurve führt zu einem Getriebe, wie es in F i g. 1 dargestellt ist und bei welchem die Umlaufachse 68: des Planetenrades zur Zentralachse 60 der Zentralräder exzentrisch liegt. Dies führt zu einer Belastung der Antriebswelle durch ein Biegemoment.

Von dem in F i g. 10 dargestellten Kurvenzug 641 der virtuellen Kopfkurve verwendet man den oberen Abschnitt, der den Kreismittelpunkten Mi und M3 zugeordnet ist. Von der nicht dargestellten Kopfkurve der anderen virtuellen Zahnreihe, welche gegenüber der ersten virtuellen Zahnreihe um 180° versetzt ist, verwendet man dasjenige nicht dargestellte Kurvenstück, welches den nicht dargestellten Kreismittelpunkten dieser zweiten virtuellen Zahnreihe zugeordnet ist. Man hat dann, ebenso wie in Fig. 11, vier Kreismittelpunkte und somit einen aus vier Kreisbogen zusammengesetzten Kurvenzug. Unter Benutzung beider virtueller Zahnreihen kann man dann ein Antriebselement verwenden, wie es in den F i g. 25 und 26 dargestellt ist.

Fig. 14 zeigt einen Ausschnitt aus dem ringförmigen Grundkörper 120 eines Planetenrades 50. Dieser weist Bohrungen 142 auf, die sich in Achsrichtung durch den ganzen Grundkörper 120 erstrecken. Abwechselnd sind die Bohrungen 142 an ihrer Peripherie zur einen bzw. anderen Seite des Grundkörpers hin offen. Ein derartiger Grundkörper kann innerhalb gewisser Grenzen (z. B. um etwa 5%) seine Abmessung in

Umfangsrichtung verändern und sich somit dem Profil des Antriebselements anpassen. In die radial nach außen offenen Bohrungen 142 ist jeweils ein Paar von doppel-S-förmigen Federblechen 144 eingesetzt, welche sich zu einer 8-förmigen Feder ergänzen, die jeweils oben und unten geteilt ist. Der untere Abschnitt der Feder kann um einen kleinen Winkel in der Bohrung 142 schwenken. Der obere Abschnitt trägt den Zahn 48 des Planetenrads, dessen Flankenteile 168 innen kreisförmige Ausnehmungen 146 aufweisen, welche die Rundung des oberen Teiles der Feder derart umfassen, daß der Zahn 48 auf der Feder schwenken kann. Darüber hinaus sind die Ausnehmungen hintergriffig, um ein Herausfallen des Zahnes zu verhindern.

Ein derart gelagerter Zahn 48 des Planetenrads hat in 1 ·-, der Zeichenebene zahlreiche Freiheitsgrade:

1. Die Drehung der Feder im Grundkörper und die Drehung des Zahnes auf der Feder ermöglichen eine Veränderung des Winkels zwischen der Zahnhalbierenden 148 und dem Planetenrad ²" (geschwungene Doppelpfeile 150 in der Feder des linken Zahnes der F i g. 14).

2. Die Nachgiebigkeit des in den Zahn 48 eingreifenden oberen Teils der Feder läßt gleichzeitig eine Änderung des Fiankenwinkels 2 α und der Höhe Λ ²⁾ des Zahnes zu; eine gewünschte Abhängigkeit einer Änderung der Höhe h von der Änderung des Flankenwinkels 2 α läßt sich durch geeignete Dimensionierung einstellen.

JIl

Die in Fig. 14 dargestellte Konstruktion gestattet also die Anpassung der Zahnreihe des Planetenrades an die virtuelle Zahnreihe, die aus den Zahnreihen der innenverzahnten (oder außenverzahnten) Zentralräder gebildet ist. j-,

Fig. 15 zeigt einen kurzen Ausschnitt aus einem Planetenrad 50 mit der schwenkbaren Lagerung eines Zahnes 48 mit im Bereich der Zahnhalbierenden verlaufendem Schlitz 178. Der Grundkörper 120 weist als Schwenklagerbett 152 des Zahnes 48 eine konkave Zylinder-Fläche auf. Wäre der Krümmungsmittelpunkt der konkaven Zylinder-Fläche mit der (die Abrundung nicht berücksichtigenden) Spitze 154 des Zahnes 48 identisch, so würde jede Schwenkung des Zahnes in Richtung des Doppelpfeiles 150 keine Veränderung in 4-, der Höhe des Zahnes bewirken. Legt man jedoch den Krümmungsmittelpunkt der konkaven Zylinderfläche außerhalb der Spitze 154, so bewirkt jede Schwenkung des Zahnes 48 eine Veränderung in seiner Höhe. Durch geeignete Wahl der Krümmung der konkaven Fläche -,0 des Schwenklagerbettes kann man jede gewünschte Beziehung zwischen der Veränderung der Höhe des Zahnes und seiner Schwenkung in Richtung des Doppelpfeiles 150 erzielen. Darüber hinaus ergibt sich selbstverständlich, ebenso wie bei Fi g. 14 eine Abhän- -,-, gigkeit zwischen der Höhe des Zahnes und seinem Zahnflankenwinkel.

Gemäß Fig. 16 weist das Planetenrad 50 bzw. der Grundkörper 120 eine halbzylindrische Ausnehmung 146 auf. In diese ist eine zylindrische Feder 156 wi eingesetzt, welche an der Stelle 158 offen ist. Auf der Feder 156 sitzt, ebenso wie in Fig. 14 auf den Federblechen 144, der Zahn 48 mit seinen beiden Flankenteilen 168, die oben miteinander verbunden sind. Eine derartige Konstruktion ist billiger als die ir, zweiteilige, kompliziertere Feder der Fig. 14. Sie hat ebenso wie die Konstruktion der Fig. 15 den Nachteil, daß der Zahn aus seiner Lagerung herausfallen kann.

Dies wird durch die in Fi g. 17 dargestellte »Zahnspange« 160 vermieden, welche um das ganze Planetenrad herum, seitlich der Zähne der Zentralräder, die Zähne 48 des Planetenrades miteinander verbindet.

Dem linken Teil der F i g. 2 ist zu entnehmen, daß die Zähne 88 des Planetenrades aus einem zickzackförmig gebogenen Blech bestehen können, das nach Anspruch 18 vorzugsweise aus zwei aufeinanderliegenden Blechen bestehen kann, obwohl der Übersicht wegen nur ein Blech gezeichnet ist. Hierdurch wird bereits eine gewisse Veränderlichkeit der Flankenwinkel, eine gewisse Veränderlichkeit der Höhe der Zähne sowie eine gewisse Verschiebbarkeit in peripherer Richtung erreicht. Ein Nachteil eines derartigen zickzackförmigen Bleches besteht darin, daß die Zähne in Umfangsrichtung nicht voneinander völlig unabhängig verschiebbar sind. Genügt es jedoch, wenn nur jeder zweite Zahn des Planetenrades vorhanden ist, so ist eine Konstruktion gemäß F i g. 18 verwendbar. Diese besteht ebenfalls aus einem gebogenen Blech; ein Abschnitt des Bleches ist dreieckig zu einem Zahn 48 gebogen, der darauffolgende Abschnitt zu einem als Gelenk wirkenden Bogen 162, welcher so niedrig ist, daß er in die entsprechende Lücke der virtuellen Zahnreihe nicht eingreift, der nächste Abschnitt ist wiederum zu einem Zahn 48 gebogen, der darauffolgende Abschnitt wiederum zu einem Bogen 162 usw. Die Zahnreihe weist also Fehlstellen auf, deren Folge vorzugsweise regelmäßig ist. Ein derartiges gebogenes Blech als Zahnreihe des Planetenrades, wobei nur jeder zweite (oder evtl. jeder dritte oder vierte) Zahn vorhanden ist, und dazwischen scharnierartige Bögen 162 eingeschoben sind, ist in der Herstellung außerordentlich billig und genügt hinreichend der Forderung einer unabhängigen Verschiebbarkeit der einzelnen Zähne 48 in Umfangsrichtung.

Ganz allgemein ist darauf hinzuweisen, daß bei großen Durchmessern nicht alle Zähne des Planetenrades vorhanden sein müssen; es genügt beispielsweise, wenn nur jeder dritte Zahn vorhanden ist. Eine erhebliche Verbilligung in der Herstellung ist hierdurch erzielbar.

Fig. 19 zeigt einen Ausschnitt aus dem Grundkörper eines Planetenrads, welcher aus einzelnen Gleitschuhen 164 besteht. Diese Gleitschuhe sind durch federnde Zylinderstifte 166 derart zusammengehalten, daß sie sich in Umfangsrichtung zueinander geringfügig bewegen können. Jeder Gleitschuh 164 trägt radial außen eine konkave, im Querschnitt einer Kreislinie folgende Fläche 128, auf welcher der Zahn 48 sitzt. Die konkave Fläche 128 ist derart gekrümmt, daß ihre Krümmungsachse in der Kante (Spitze) des Zahnes liegt. Verschiebt sich somit der Zahn auf der konkaven Fläche, so bleibt der Ort der Kante (Spitze) und somit seine Höhe erhalten, und es ändert sich nur die Orientierung des Zahnes zum Gleitschuh.

Der Zahn 48 der Fig. 19 besteht, ähnlich wie gemäß Fig. 14 bis 17, aus zwei Flankenteilen 168. Fig. 20zeigt einen Zahn, dessen beide Flankenteile 168 mittels eines Bolzens 188, der im Bereich der Zahnkante angeordnet ist, scharnierartig verbunden sind.

F i g. 21 zeigt ein Viertel eines Getriebes, im radialen Schnitt, ähnlich Fig.3, wobei jedoch in Fig.21 das Antriebselement 70, die als kraftübertragendes Lager dienenden Walzen 72, das Planetenrad 50, die Zähne 48 des Planetenrades sowie die beiden Zentralräder 42 und 44 vollständig gezeichnet sind. Beim dargestellten Getriebe beträgt die Zahnzahldifferenz der beiden

Zentralräder vier und das Untersetzungsverhältnis /=15. Man erkennt den hohen Anteil der im Eingriff befindlichen Zähne.

Der ringförmige Grundkörper 120 des Planetenrads 50 ist in Umfangsrichtung in seiner Länge veränderbar, ί da er senkrecht zur Zeichenebene in gleicher Weise Bohrungen 142 aufweist, wie der Grundkörper in Fig. 14. Darüber hinaus ist der Grundkörper der F i g. 21 an der Unterbrechungsstelle 170 geteilt, um das Auftreten von Eigenspannungen, beispielsweise durch m Temperaturveränderungen, zu vermeiden. Die geöffnete Unterbrechungsstelle 170 des Grundkörpers ist von einem gestrichelt eingezeichneten Laschenschloß 172 lose zusammengehalten; dieses Laschenschloß ist ähnlich gebaut wie das Schloß einer Fahrradkette, π jedoch in Umfangsrichtung federnd nachgiebig.

Bei Krafteinleitung über die Walzen 72 wird zwischen diesen Walzen 72 und dem Grundkörper 120 ein Lagerband 174, beispielsweise ein Stahlband, eingelegt, damit die Walzen 72 nicht in die ihnen zugewandten jii Bohrungen 142 eindringen. Dieses Lagerband vveisi einen Schlitz 176 auf, damit sich sein Umfang (z. B. bei Temperaturänderungen) ändern kann, ohne daß es sich wölbt. Der Schlitz 176 verläuft schräg über das Lagerband 174, damit die in Richtung der Zentralachse 2> verlaufenden Walzen 72 nicht in ihn eindringen (vgl. Fig. 22).

Die einzelnen Zähne 48 des Planetenrades sind so gelagert, wie dies unter Bezugnahme auf Fig. 15 beschrieben ist. Hierbei liegt die Achse der das w Schwenklagerbett 152 bildenden konkaven Zylinderfläche genau in der Kante (Spitze 154) der Zähne, so daß die Höhe der Zähne sich nicht verändert, wenn diese in ihrem Schwenklagerbett 152 verschwenken. Hierdurch wird also eine Anpassung der Richtung der Zähne 48 an j5 die Richtung der Zahnlücken der virtuellen Zahnreihe erreicht (wenn man als »Richtung« eines Zahnes bzw. einer Zahnlücke die Zahnhalbierende 148 bezeichnet).

Weiterhin weisen die Zähne 48 ebenso wie in Fig. 15 jeweils einen Schlitz 178 auf. Hierdurch wird erreicht, -ιο daß der Zahnflankenwinkel sich dem Winkel der virtuellen Zahnlücken anpaßt; vergrößert sich der Zahnflankenwinkel, so nimmt die Höhe der Zähne 48 ab, wird der Zahn jedoch zu einem geringeren Zahnflankenwinkel zusammengedrückt, so wird der Zahn höher. 4 > Durch geeignete Dimensionierung läßt sich eine gewünschte Beziehung zwischen diesen beiden Veränderungen einstellen. Fig.21 zeigt somit alle Freiheitsgrade, die man dem Zahn 48 des Planetenrades 50 geben kann, damit er sich optimal der virtuellen Zahnreihe anpaßt. Darüber hinaus ist es möglich, auch die Zähne der Zentralräder 42, 44 etwas schwenkbar zu machen. Hierzu sind im vorderen Zentralrad 44 längliche Ausnehmungen 180 vorgesehen, welche dem Fuß 182 des Zahnes nur über einen schmalen Steg 184 η Verbindung mit dem Körper 186 des Zentralrades 44 lassen. Der Steg 184 wirkt als Gelenk, um das der Zahn des Zentralrades 44 jeweils geringfügig schwenken kann. Die gleiche Maßnahme wird auch bei den Zähnen des hinteren Zentralrades 42 getroffen, ist dort jedoch t>n nicht dargestellt, um die Figur nicht zu überlasten.

Die beiden Zahnreihen der Zentralräder 42, 44 sind derart angeordnet, daß diejenigen Kreise, welche die Zähne in der Höhe halbieren, in einem Kreis 80 zusammenfallen. Dies bringt es mit sich, daß die Radien b5 der Fußkreise 561 und 562 der Zentralräder 42 und 44 unterschiedlich sind. Das Zentralrad 44 mit der größeren Zahnzahl (kleineren Teilung) hat den kleineren Fußkreis 562. Bei Drehung des Antriebselements 70 um die Zentralachse 60 werden die Zähne 48 des Planetenrades mit konstanter Radialgeschwindigkeit in die virtuellen Zahnlücken eingeschoben. Durch die Schwenkbarkeit der Zähne 48 in den Schwenklagerbetten 152 und durch die Schlitze 178 der Zähne wird eine optimale Anpassung an die virtuelle Zahnreihe erzielt. Zum Ausgleich der unterschiedlichen Teilung der virtuellen Zahnreihe trägt auch die Elastizität des Grundkörpers 120 des Planetenrades bei.

Der innere Umriß des Grundkörpers 120 bildet eine Knickstelle 98. An der entsprechenden Stelle (vgl. F i g. 3) weist das Antriebselement 70 eine Abrundung 100 auf, entspricht also in der Form nicht genau dem inneren Umriß des Grundkörpers 120. Durch diese Abrundung 100 wird vermieden, daß die Walzen 72 über eine Spitze laufen, was zur Folge hätte, daß der entsprechende Zahn eine unsichere Unterstützung hätte.

Das hintere Zentralrad 42 hat den größten Fußkreis 561. Seine Zahnlückenspitzen, die strichpunktiert gezeichnet sind, reichen somit (bis zum Fußkreis 561) weiter nach außen als die ausgezogen dargestellten Zahnlückenspitzen des vorderen Zentralrades 44, die nur bis zum kleineren Fußkreis 562 reichen. Das Planetenrad 50 dreht sich in Richtung des Pfeiles 112 (entgegengesetzt zur Uhrzeigerdrehrichtung), so daß nacheinander Positionen 190,192,194 usw. durchlaufen werden. Der zutiefst eingedrungene Zahn steht in Position 192 außer Eingriff mit den Flanken des hinteren Zentralrades 42. Von Position 192 zur Position 194 verschiebt sich die gestrichelt dargestellte Zahnlückenspitze des hinteren Zentralrades 42 um den Betrag Δφ gegenüber der ausgezogen dargestellten Zahnlückenspitze des vorderen Zentralrades 44. In Position 194 liegt der Zahn 48 des Planetenrades mit seiner rechten Flanke an den beiden linken Flanken der Zentralräder 42 und 44; in der Position 190 liegt der Zahn 48 mit der linken Flanke an den beiden rechten Flanken der Zentralräder 42 und 44. Bei der Bewegung durch diese drei Positionen in Richtung des Pfeiles 112 wechselt der Zahn 48 also von der rechten Zahnflanke zur linken Zahnflanke des hinteren Zentralrades 42, und in der Zwischenposition 192 ist er nur mit einem Zentralrad, nämlich dem vorderen Zentralrad 44, welches den kleineren Fußkreis hat, im Eingriff, und zwar dank der Abrundung 100 im Zusammenwirken mit den unterschiedlichen Fußkreisen. Dadurch wird der Bewegungsablauf bei der Umkehrung der Bewegungsrichtung des Zahnes 48 nicht gestört. Durch das Zentralrad 44 bleibt der Zahn 48 in Vorspannung und gibt beim Auslaufen seine Federenergie praktisch verlustfrei an das Zentralrad 42 wieder ab.

F i g. 22 zeigt eine Aufsicht auf einen Ausschnitt des Lagerbandes 174, das den im Zusammenhang mit F i g. 21 bereits erwähnten Schlitz 176 aufweist.

F i g. 23 zeigt im Längsschnitt das Getriebe, welches in Fig. 1 im Querschnitt längs der Linie I-I dargestellt ist. F i g. 24 zeigt eine weitere Möglichkeit, wie der Schnitt I-I durch Fig.23 aussehen könnte, also eine Abbildung entsprechend der Fig. 1.

F i g. 24 zeigt maßstabgetreu einen radialen Schnitt durch ein Getriebe mit dem Untersetzungsverhältnis 10; in einstufiger Bauweise ist ein derart kleines Untersetzungsverhältnis praktisch der realisierbare Grenzfall. Ebenso wie in Fig. 21 sind die Fußkreise 561 und 562 der Zentralräder 42 und 44 unterschiedlich. Die virtuelle Kopf kurve 64 ist um die Exzentrizität £ gegenüber dem

Mittelpunkt 58 verlagert. Der Grundkörper 120 des Planetenrades 50 ist an der Unterbrechungsstelle 170 geschlitzt und innen mit einer Gleitschicht 1% beschichtet. Die Zähne 48 sind in gleicher Weise schwenkbar im Grundkörper 120 gelagert wie in Fig.21. Sie können sich daher exakt auf die virtuelle Zahnreihe einstellen.

Auch bei dieser Ausführungsform genügt es, wenn die beiden Zentralräder 42,44 in dem Planetenrad gelagert sind; es ist nicht erforderlich, ein Zentralrad im anderen Zentralrcid zu lagern. Das Antriebselement 70 wird vorteilhaft über eine elastische Kupplung angetrieben.

Praktisch bewährt hat sich eine Getriebeanordnung, die in den F i g. 25 and 26 dargestellt ist. F i g. 25 ist der axiale, geknickte Schnitt längs der Linie XXV-XXV durch F i g. 26, wogegen F i g. 26 ein radialer Schnitt längs der Linie XXVI-XXVI durch F i g. 25 ist.

Das in Fig.26 dicht schraffierte Antriebselement 70 besteht aus zwei Teilen 703 und 704 und hat vier Kupplungsbohrungen 198. In diese Kupplungsbohrungen 198 greifen Kupplungsbolzen 200 ein, deren anderes Ende in einem Flansch 202 der Antriebswelle 76 steckt (siehe F i g. 25).

Das Antriebselement 70 trägt über Walzen (Nadeln) 72 das Lagerband 174, welches einen schrägen Schlitz 176 aufweist (vgl. F i g. 21 und 22). Das Lagerband 174 ist vom Planetenrad 50 umgeben, dessen Zähne mit den Zähnen der beiden Zentralräder 42 und 44 kämmen. Im rechten Zentralrad 44 ist über ein Lager 204 das linke Zentralrad 42 gelagert, welches mit der Antriebswelle 78 starr verbunden ist. Dichtungen 206 und 208 sorgen für eine Abdichtung des Getriebes nach außen (siehe F ig. 25).

Die Zähnezahldifferenz der beiden innenverzahnten Zentralräder 42 und 44 beträgt vier. Um F i g. 26 übersichtlich zu gestalten, sind das Planetenrad und seine gemäß den früheren Figuren verstellbaren Zähne nicht dargestellt. Nur die virtuelle Kopfkurve 64 ist (verstärkt) strichpunktiert angedeutet. Sie gleicht dem Kurvenzug 641 der Fig. 11. Unter Berücksichtigung der Abrundung 100 der Fig.3 kann man das Antriebselement 70 gemäß F i g. 26 aus zwei halbkreisförmigen Teilen 703, 704 herstellen. Der Abstand dieser beiden halbkreisförmigen Teile oder Hälften ist durch die beiden Schrauben 210 einstellbar, welche in Fig. 25 in Aufsicht und in F i g. 26 im Längsschnitt dargestellt sind. Zwischen den beiden Schrauben 210 ist ein nur in Fig.25 sichtbares Passungsloch 212 angeordnet, in welches durch beide Hälften des Antriebselements 70 jeweils oben und unten ein Passungsstift eingesteckt wird, um die beiden Hälften genau zu justieren. Die Schrauben 210 ermöglichen beim Zusammenbau des Getriebes eine genaue Justierung des Abstandes der beiden Hälften des Antriebselements; man braucht bei der Fertigung keine hohe Präzision einzuhalten, denn durch die Justierung mittels der Schrauben 210 kann die erforderliche Genauigkeit der Einstellung beim Zusammenbau erzielt werden. Beim späteren Verschleiß irgendwelcher Teile kann mittels der Schrauben 210 nachjustiert werden. Die beiden Teile des Antriebselementes 70 sind an den Stellen 214 durch Nut und Feder zueinander geführt.

Zwischen der Antriebswelle 76 und dem Antriebselement 70 soll nur eine kraftschlüssige, jedoch keine formschlüssige Kupplung bestehen. Aus diesem Grunde ist eine elastische Kupplung vorgesehen, und zwar dergestalt, daß die Kupplungsbolzen 200 dicke Gummimanschetten 216 tragen, welche die Bolzen elastisch mit den Kupplungsbohrungen 198 kuppeln Andere elastische Kupplungen oder Zahnkupplungen wären denkbar. F i g. 27 zeigt ein Schaltgetriebe im axialen Schnitt. Über die Antriebswelle 76 wird ein erstes Antriebsele-"> ment 701 angetrieben, welches starr mit einem um einen Winkel von 180° versetzt angeordneten zweiten Antriebselement 702 verbunden ist. Das zweite Antriebselement 702 ist im Lager 218 in der Abtriebswelle 78 gelagert.

in Jedes Antriebselement 701 und 702 trägt über Walzen 72 ein geschlitztes Lagerband 174 sowie ein Planetenrad

501 bzw. 502 mit Zähnen, die sich gemäß den vorstehenden Ausführungen an die jeweilige virtuelle Zahnreihe anpassen können.

In zwei Lagern 204 sind ineinander insgesamt drei Zentralräder 421, 422 und 423 gelagert. Das der Antriebswelle 76 zugewandte erste Zentralrad 421 greift mit einer Zahnreihe in die Zahnreihe des Planetenrades 501 des ersten Antriebselements 701 ein.

Das mittlere Zentralrad 422 hat zwei Zahnreihen, deren erste mit den Zähnen des Planetenrades 501 des ersten Antriebselements 701 und deren zweite mit den Zähnen des Planetenrades 502 des zweiten Antriebselements 702 in Eingriff steht. Die Zähne des dritten, der Abtriebswelle 78 zugewandten Zentralrades 423 schließlich stehen mit den Zähnen des Planetenrades

502 des zweiten Antriebselements 702 im Eingriff.

Es sind insgesamt fünf einschaltbare und ausschaltbare Kupplungen Ki, K2, K3, K 4 und K 5 vorgesehen:

1. Über die Kupplung K1 kann mit dem Gehäuse 220 ein Kupplungsring 222 gekuppelt werden, welcher die Antriebswelle 76 koaxial umgibt. Das Zentral-

- rad 421 umgibt einen inneren Abschnitt des

r> Kupplungsringes 222; zwischen beiden ist eine

Kupplung K 2 vorgesehen.

2. Die Abtriebswelle 78 ist starr mit einer Hülse 224 verbunden, welche die drei Zentralräder 421, 422 und 423 umgibt. Durch jeweils eine Kupplung K 3,

4i) K 4 bzw. K 5 kann die Hülse 224 mit jeweils einem der Zentralräder gekuppelt werden.

Um ein Untersetzungsverhältnis zwischen der Antriebswelle 76 und der Abtriebswelle 78 zu erzielen, müssen mindestens zwei Kupplungen eingeschaltet werden. Um eine Umkehrung der Drehrichtung, d. h. einen Rückwärtsgang zu erreichen, muß die Kupplung K 3 zwischen dem Planetenrad 421 und der Abtriebswelle 78 gelöst sowie die Kupplungen Kl und Ki jn zwischen dem Planetenrad 421 und dem Kupplungsring 222 und dem Gehäuse 220 fest sein. Eine Drehung, deren Drehsinn dem der Antriebswelle 76 entgegengesetzt ist, kann nun wahlweise über die Kupplung K 5 vom Planetenrad 423 oder über die Kupplung K4 vom Planetenrad 422 der Hülse 224 und somit der Abtriebswelle 78 zugeleitet werden.

Soll das Getriebe gemäß F i g. 27 besonders preiswert

aufgebaut werden können, so empfiehlt es sich, die Zähnezahl A gleich der Zähnezahl C, die Zähnezahl B gleich der Zähnezahl D sowie die Zähnezahlen A und B ungleich zu wählen.

Will man dagegen eine größere Anzahl von Übersetzungen erreichen können unter Inkaufnahme einer Verteuerung gegenüber vorgenannter Konstrukb5 tion, so sind die Zähnezahlen B und C gleich, die Zähnezahlen A und D miteinander sowie mit den übrigen Zähnezahlen ungleich zu machen.

Die größtmögliche Anzahl von Übersetzungen,

21

jedoch auch gegenüber vorgenannten Konstruktionen teurer, ist dann gegeben, wenn die Zähnezahlen A, B, C und Dungleich gewählt sind.

Verschiedene Kombinationen zwischen festen unc losen Kupplungen sind folgender Tabelle zu entnehmen

Feste	Lose	Abnehmbare Drehzahlen
Kupp	Kupp
lungen	lungen
Al	Kl	je eine Drehzahl an A'3, Ä'4
		oder A'5
Kl + K3	K\	/ = 1, also Kupplung
Kl + Kl	KT,	je eine Drehzahl an Ä'4 oder
		K5, deren Drehsinn dem der
		Antriebswelle 76 entgegen
		gesetzt, d.h. zwei Rückwärts
		gänge
	Hierzu 1 1	Blatt Zcichnunucn

Claims

Patentansprüche:

1. Planetengetriebe mit nebeneinanderliegenden gleichartigen Zentralrädern (42, 44, 82, 84), welche dadurch miteinander virtuelle Zahnreihen bilden, > daß die ebenen Flankenflächen der Zähne (74,46,92, 94) auf eine Kante zulaufen und daß die Zähnezahlen differieren, mit einem mit den Zentralrädern (42,44, 82, 84) kämmenden ringförmigen Planetenrad (50, 90), dessen Zähne (48,88) ebene, auf eine Zahnkante ι ο zulaufende Flankenflächen aufweisen und dessen Zahnkanten die gleiche räumliche Fläche beschreiben wie die Zahnlückenkanten (62) einer der virtuellen Zahnreihen, welcher Raumfläche auch die Wirkfläche eines radial gegen das Planetenrad (50, ι -, 90) drückenden, kraftübertragenden Antriebselementes (70, 86) entspricht, und mit gleicher Teilung der virtuellen Zahnreihe und des Planetenrades, wobei die Zähne (48, 88) des Planetenrades (50, 90) beidseitig an den Flanken der virtuellen Zahnreihe flächig anliegen, insbesondere nach Patentanmeldung P 25 45 681.9-12.

2. Planetengetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Zentralräder (82, 84) außenverzahnt und vom innenverzahnten Planetenrad (90) umgeben sind, welches vom Antriebselement (86) umgeben ist (F i g. 2).

3. Planetengetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß mehr als zwei Zentralräder vorgesehen sind. in

4. Planetengetriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Zentralräder gleiche Zähnezahlen haben und beidseitig eines Zentralrades unterschiedlicher Zähnezahl angeordnet sind.

5. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 1 r, bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Zahnreihe des Planetenrades, vorteilhaft in regelmäßiger Folge, Fehlstellen aufweist (F i g. 18).

6. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Zähnezahldifferenz der Zentralräder Werte von eins bis sechs annehmen kann.

7. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, insbesondere für Untersetzungsverhältnisse zwischen 10 und 30, dadurch gekennzeichnet, daß der Kurvenzug der Wirkfläche des Antriebselementes (70, 86) an theoretischen Knickstellen (98) abgerundet ist (F i g. 3).

8. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 1

bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die sich bei ebenen Zahnflanken der Zähne der Zentralräder ergebende virtuelle Kopfkurve sich mach einer Gleichung des folgenden Typus berechnen läßt:

₌ T "] _
L 2 tg χ,. J

Ζ,, Z₂ =

Abstand einer Zahnlückenkante (an der Stelle m) dor virtuellen Zahnreihe von der Zentralachse (60) der Zentralräder, Radius des Fußkreises der Zentralräder bezogen auf den Mittelpunkt 5U,

360 · (4~ - 4~) ■ m= Winkeldifferenz V Z₂ Z₁/

(peripherer Abstand) der Zahnlückenkanten der Zentralräder an der Stelle /n, Zähnezahlen der Zentralräder,

b0

halber Flankenwinkel der Zahnlücke der virtuellen Zahnreihe an der Stelle m.
Abstand der geraden Verbindungslinie zwischen den zu {Δφ) genannten Zahnlückenkanten der Zentralräder vom Fußkreis 56, vergleiche Detaildarstellung F i g. 3A,

Ordnungsziffer des betrachteten Zahnes des Planetenrades, gerechnet von der Stelle Δφ=0 an.

9. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß von den Zentralrädern (42, 44; 82, 84) dasjenige mit der größten Zähnezahl bei Innenverzahnung den kleinsten (562) und bei Außenverzahnung den größten (S61) Fußkreis (welcher die Füße der Zähne verbindet) hat (F ig. 1,21 und24;2).

10. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, insbesondere für Untersetzungsverhältnisse zwischen 10 und 30, dadurch gekennzeichnet, daß der ringförmige Grundkörper (120) und/oder jeder Zahn (48) des Planetenrades zur Anpassung an die virtuelle Zahnreihe elastisch verformbar ist (F i g. 14 bis 20,21,24).

11. Planetengetriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß jeder Zahn (48) des Planetenrades aus zwei an seiner Kante gelenkig verbundenen Flankenteilen (168) besteht, welche zwischen sich ein sie auseinanderdrückendes Federelement (144, 156) umschließen und welche mit Abstand zum Grundkörper (120) des Planetenrades (50) enden (Fig. 14 und 16).

12. Planetengetriebe nach Anspruch 10 oder U, dadurch gekennzeichnet, daß der ringförmige Grundkörper (120) des Planetenrades (50) axiale, abwechselnd nach außen und innen offene Bohrungen (142) aufweist (F i g. 14).

13. Planetengetriebe nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß in die nach außen offenen Bohrungen (142) ein Paar von doppel-S-förmigen Federblechen (144) eingesetzt ist, welche sich zu einer 8-förmigen Feder ergänzen, deren unterer Abschnitt jeweils in der Bohrung (142) und deren oberer Abschnitt jeweils in kreisförmigen Ausnehmungen (146) der Flankenteile (168) schwenkbar ist (Fig. 14).

14. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 10 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß jeder einzelne Zahn (48) des Planetenrades (50) auf einem Gleitschuh (164) sitzt und daß die Gleitschuhe miteinander federnd (57) verbunden sind (F i g. 19).

15. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 10 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß das Planetenrad (50) eine Unterbrechungsstelle (170) aufweist, die durch ein in Umfangsrichtung federndes Laschenschloß (172) überbrückt ist(F i g. 21).

16. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 12 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Antriebselement (70) und dem Planetenrad (50) ein insbesondere schräg geschlitztes Lagerband (174) liegt (F ig. 21,22).

17. Planetengetriebe nech einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Füße (182) der Zähne der Zentralräder jeweils nur über je einen schmalen, nachgiebigen Steg (184) mit dem Körper (186) des Zentralrades in Verbindung stehen (Fig. 21).

18. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 10 bis 17, sowie nach Patentanmeldung P 25 54 681.9-12 (Anspruch 6), wobei die Zahnreihe des Planetenrades aus einem im Querschnitt zickzackförmigen Blech gebildet ist, dadurch gekennzeichnet, daß mindestens zwei zickzackförmige Bleche aufeinanderliegen.

19. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 7 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß das Planetenrad (50) mit seinem Antriebselement (70) lediglich in der virtuellen Zahnreihe geführt ist und das Antriebselement (70) mit der Antriebswelle (76) drehfest, aber nachgiebig verbunden ist (F i g. 25).

20. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 7 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß das Antriebselement (70) aus zwei Teilen (703, 704) besteht, die zueinander justierbar sind (F i g. 26).