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Die Vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein
Exzentergetriebe, und zwar auf ein solches, welches eine
große Untersetzung aufweist, während das Bauvolumen des
Getriebes klein ist. Ein Getriebe dieser Art weist ein
exzentrisches Abwälzrad auf, welches auch als Satelliten-
oder Planetenrad bekannt ist, das frei auf einem
exzentrischen Wellenstummel angeordnet ist, der mit der
Eingangswelle des Getriebes zusammen rotiert. Dieses
exzentrische Zahnrad kämmt mit einem stationär angeordneten
Zahnrad mit Innenverzahnung und rollt dabei auf der inneren
Oberfläche desselben ab. Das exzentrische Zahnrad hat einen
Umfang, der etwas geringer als derjenige des feststehend
angeordneten Zahnrades ist, so daß bei seiner
Abwälzbewegung im Inneren des stationär angeordneten
Zahnrades es eine langsame Rotation um seine Drehachse auf
dem exzentrischen Wellenstummel ausführt, während
gleichzeitig sein Schwerpunktszentrum mit einer großen
Umdrehungsrate um die Eingangswelle kreist.
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Das exzentrische Zahnrad weist eine Zähnezahl auf, die
geringer ist als die des feststehend angeordneten
Zahnrades. Einer Umdrehung der Eingangswelle des
exzentrischen Zahnrades entspricht ein entsprechender
Winkelbereich in entgegengesetzter Richtung entsprechend
der Anzahl der Zähne des betreffenden Zahnrades.
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Übersetzungsverhältnis (Verminderung) i = - Zr/Zs -
Zr
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wobei
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Zs = die Zahl der Zähne des feststehend angeordneten
Zahnrades
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Zr = Anzahl der Zähne des exzentrischen Zahnrades.
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Es versteht sich, daß zur Erlangung eines großen
Übersetzungsverhältnisses die Differenz der Anzahl der
Zähner kleingemacht werden muß. Jedoch besteht bereits bei
einer Zahndifferenz von ungefähr acht Zähnen das Risiko,
daß die Zähne aneinander anschlagen oder aufeinander
aufsetzen, wie dies aus Figur 12 ersichtlich ist.
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Um ein großes Übersetzungsverhältnis zu erreichen, muß
weiterhin die Anzahl der Zähne groß sein, so daß sich der
Zahnmodul (Größe der Zähne) als nicht zu klein ergibt.
Solche Getriebe werden als Untersetzungsgetriebe in großen
Schiffsmaschinen benutzt. Eine verkleinerung dieser
Getriebe im Maßstab so, daß sie als Hilfsgetriebe
verwendbar sind, ist praktisch unmöglich, weil dann der
Zahnmodul zu klein würde.
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"Harmonic Drive" ist ein solcher Getriebetyp, der gestaltet
wurde, um das Problem des Anschlagens der Zähne aneinander
zu vermeiden und dennoch eine hohe Übersetzung
beizubehalten. Bei diesem Getriebe weisen die
Einrichtungen, die dem beweglichen Zahnrad entsprechen,
eine spezielle dünnwandige Kugellaufbahn auf, die auf ein
eliptisches inneres Formteil gepreßt wird. Die
Kugellaufbahn nimmt dann einen Stahlring mit
Außenverzahnung auf. Dieser auf diese Weise oval geformte
Ring steht im Eingriff mit einem festen Stahlring mit
Innenverzahnung, der stationär angeordnet ist. Bei dieser
bekannten Einrichtung stehen damit zwei diagonal
gegenüberliegend angeordnete Teile des Rings mit
Innenverzahnung im Eingriff mit der eliptischen elastischen
Einrichtung. Im Ergebnis bewirkt diese eliptische Gestalt,
daß die nicht im Eingriff befindlichen Zähne von den
Bereichen weggehalten werden, in denen andererseits ein
Aufeinandertreffen mit den Zähnen des stationären Rings
stattfinden würde. Die bekannte Einrichtung funktioniert
gut und weist ein geringes Spiel auf. Sie setzt aber
voraus, daß sehr enge Toleranzen der betreffenden Teile
eingehalten werden, so daß dieses Getriebe nur
kostenintensiv herstellbar ist. Weiterhin ist sowohl das
Trägheitsmoment als auch das Reibungsmoment der
Eingangswelle sehr groß, was einen Nachteil z. B. in
Verbindung mit Servosystemen darstellt.
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"Cyclo Drive" ist eine andere Getriebekonstruktion, die das
Aufeinandertreffen der Zähne vermeidet, jedoch keine
Evolventenverzahnung, sondern eine Art Cycloidverzahnung
anwendet. Der feststehend angeordnete Ring mit
Innenverzahnung hat diese Cycloidform. Zapfen, die axial an
einer Scheibe der Ausgangswelle befestigt sind, rollen
nacheinander an den Zähnen ab. Die radialen Kräfte bei
dieser Konstruktion sind sehr groß. Es ist die Einhaltung
sehr enger Toleranzen der Komponente erforderlich, um ein
kleines Spiel zu erreichen. Der größte Nachteil bei diesem
Getriebe besteht darin, daß eine überlagerte Pulsation auf
die Ausgangswelle auftritt, so daß das Getriebe nicht
winkelgetreu arbeitet. Das "Dojan"-Getriebe ist eine
Variante dieses Typs von Getriebe.
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Bekannte Gehäuse von Abwälzgetrieben weisen eine Vielzahl
von Untersetzungsstufen auf. Je größer die gewünschte
Gesamtuntersetzung ist, desto größer ist die Anzahl der
Untersetzungsstufen Diese Getriebegehäuse weisen somit
eine Vielzahl von Untersetzungsstufen auf, die in Reihe
hintereinandergeschaltet sind. Die Gesamtübersetzung ergibt
sich aus dem Produkt der Übersetzungen in den beteiligten
Stufen. Damit das Getriebegehäuse radial nicht zu weit
auslädt, werden selten Übersetzungsstufen größer als 6 : 1
in jeder Stufe benutzt. In der Praxis werden ungefähr vier
Übersetzungsstufen benötigt, um ein
Gesamtübersetzungsverhältnis von 100 : 1 zu erreichen. Der
Nachteil dieser Kette von Übersetzungsstufen besteht darin,
daß nur eine kleine Anzahl von Zähnen in jeder
Übersetzungsstufe gleichzeitig miteinander in Eingriff ist
Die Verzahnung ist federn nachgiebig, und das gesamte Spiel
ist groß. Diese Getriebetypen sind in Servosystemen nicht
anwendbar, bei denen es darauf ankommt, daß das Getriebe
ein kleines Spiel und große Starrheit aufweist.
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Sogenannte Differenzialgetriebe werden oft benutzt, um
große Übersetzungen zu erreichen. Solche Getriebe weisen
bekanntermaßen ein Planetenrad auf, in welchem das
Sonnenrad mit gegebener Umdrehungsrate angetrieben wird,
während das äußere innerverzahnte Zahnrad in
entgegengesetzter Richtung mit etwa gleicher Umdrehung
angetrieben ist. Auf diese Weise erhält man eine Differenz
der Umdrehungsrate, die direkt von dem Planetenrad auf die
Ausgangswelle übertragen werden kann. Der größte Nachteil
dieses Getriebes besteht darin, daß es eine sehr niedrige
Effizienz besitzt. Wenn die Differenz sehr klein ist, kann
die nutzlose Kraft nahezu bis 100 % betragen. Da auch hier
ein kleines Spiel angestrebt wird, müssen enge
Herstellungstoleranzen eingehalten werden.
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Aus der WO-A-80/02 677 sind die Merkmale des Oberbegriffes
des Anspruches 1 bekannt. Es wird ein Getriebe beschrieben,
welches selbsthemmend gegenüber einem Rotationsmoment
wirkt, welches auf die Ausgangsseite einwirkt. Das Getriebe
wird bei einer Gelenkbefestigung an Kraftfahrzeugsitzen
benutzt, die eine einstellbare Rückenlehne aufweisen. Durch
mauelles Drehen eines Handrades mit mehreren Umdrehungen
ergibt sich eine feinfühlige Einstellung der Lage des
oberen Teils der Rückenlehne. Die Rotation des Handrades
wird durch dieses Getriebe untersetzt. Zweifache
Exzentereinrichtungen werden als Sicherungsmittel benutzt,
um zu verhindern, daß das Getriebe selbsttätig in
umgekehrter Richtung betätigt werden kann, wenn die
Rückenlehne belastet wird. Durch das Drehen des Zahnrades
wird die Exzentrizität reduziert, ein Spiel zwischen den
Seiten der Zähne wird geschaffen, und die Rücklehne kann in
jeder Richtung verschwenkt werden. Demzufolge ist bei
diesem Getriebe ein Spiel zwischen den Zähnen vorhanden.
Bekannte Getriebe sollten jedoch ein Minimum und
vorzugsweise sogar ein vernachlässigbares Spiel aufweisen.
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Die US-A-3 546 972 bezieht sich auf ein
Untersetzungsgetriebe, welches zwei exzentrische Zahnräder
benutzt, die mit den Zähnen eines feststehend angeordneten
inneren Rings zusammenarbeiten. Jedes exzentrische Rad ist
auf exzentrischen Teilen einer Eingangswelle gelagert. Es
gibt je ein exzentrisches Teil für jedes exzentrische Rad.
Die Zähne der beiden Räder werden durch Profilverschiebung
eingestellt. Es gibt keine Mittel, durch welche das Spiel
in dem Getriebe eingestellt werden könnte. In der Praxis
wird sich ein unvermeidliches Spiel dann einstellen, wenn
Richtungsänderungen bei Lastwechsel eintreten.
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Die vorliegende Erfindung hat sich die Aufgabe gestellt,
ein Exzentergetriebe der eingangs beschriebenen Art
bereitzustellen. Das Exzentergetriebe soll eine große
Untersetzung, ein niedriges Reibmoment, ein kleines
Trägheitsmoment an der Eingangswelle aufweisen, eine
dynamisch ausgeglichene Betriebsweise gestatten und
vernachlässigbares Spiel und hohe Starrheit besitzen.
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Die Erfindung beschreibt weiterhin ein Verfahren der
graphischen Gestaltung der Zähne des feststehenden und des
exzentrisch angeordneten Zahnrades in einem
Exzentergetriebe nach der vorliegenden Erfindung. Durch die
graphische Gestaltung der Zahnräder wird es möglich, den
Unterschied in der Zähnezahl der beiden Zahnräder möglichst
klein, insbesondere 1, zu machen, so daß damit die
größtmögliche Untersetzung entsteht. Gleichzeitig kommt
damit eine maximale Anzahl von Zähnen miteinander in
Eingriff, und das Getriebe besitzt eine große Starrheit.
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Die kennzeichnenden Merkmale nach der vorliegenden
Erfindung gehen aus den anliegenden Ansprüchen hervor. Die
Erfindung ermöglicht es, daß ein sehr kleines Spiel
entsteht, obwohl normale Herstellungstoleranzen an den
beiden Zahnrädern des Exzentergetriebes eingehalten werden.
Mit Hinblick auf die Differenz der Zähne um einen Zahn
müssen die Zähne verschobene Profile aufweisen, sie müssen
gekürzt sein, und gegebenenfalls muß der Druckwinkel
korrigiert werden. Bei dieser Korrektur muß berücksichtigt
werden, daß die Eingriffslänge an den miteinander kämmenden
Zähnen nicht zu klein sein darf. Eine kurze
Zahneingrifflänge reduziert die Kraft, die über das
Getriebe übertragbar ist. Gleichzeitig darf aber der
Abstand zwischen den Zahnoberflächen nicht zu eng gewählt
werden. Diese beiden Faktoren müssen gegeneinander
abgewogen werden. Eine Bedingung für die praktische
Anwendung der korrigierten Zähne besteht in anderen Worten
darin, daß die Extentereinrichtungen gewisse
Herstellungstoleranzen eliminieren. Sonst wird das
Aufeinanderaufsetzen der Zähne erreicht.
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Die Erfindung gestattet die Herstellung eines
Untersetzungsgetriebes mit kleinem Spiel, jedoch nicht die
Herstellung eines Getriebes mit großem Spiel.
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Verschiedene Ausführungsbeispiele der Erfindung werden
nachfolgend detaillierter in Verbindung mit den anliegenden
Zeichnungen beschrieben. Es zeigen:
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Figur 1 eine Explosionsskizze einer ersten Ausführungsform
des Exzentergetriebes nach der Erfindung,
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Figur 2 eine Ansicht einer ersten Exzentereinrichtung,
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Figur 3 eine Ansicht des exzentrischen Zahnrads,
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Figur 4 eine Ansicht einer zweiten Exzentereinrichtung,
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Figur 5 eine Ansicht eines angetriebenen Mitnehmers,
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Figur 6 eine Seitenansicht des angetriebenen Mitnehmers
gemäß Figur 5,
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Figur 7 eine Seitenansicht des angetriebenen Mitnehmers in
Figur 5 entsprechend der Linie VII-VII in Figur 5,
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Figur 8 eine Ansicht der Ausgangswelle,
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Figur 9 einen Schnitt durch die Ausgangswelle des
Getriebes in montiertem Zustand,
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Figur 10 einen Schnitt durch die Eingangswelle des
Getriebes in montiertem Zustand,
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Figur 11 einen Schnitt durch die montierte Eingangs- und
Ausgangswelle nach den Figuren 9 und 10,
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Figur 12 das Ineinandergreifen der Zähne bei einem
Exzentergetriebe mit unkorrigierten Zähnen und
einer Zahndifferenz von acht Zähnen,
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Figur 13 das Ineinandergreifen der Zähne in einem
Exzentergetriebe mit unkorrigierten Zähnen und
einer Zahndifferenz von einem Zahn,
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Figur 14 das Ineinandergreifen der Zähne in einem
Exzentergetriebe mit einer Zahndifferenz von einem
Zahn, wobei die Zähne durch Verschieben, Ansetzen
und Modifikation des Druckwinkels korrigiert sind,
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Figur 15 eine vergrößernde Darstellung des
Ineinandergreifens der Zähne mit vergrößerter
Länge und
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Figur 16 eine vergrößernde Darstellung eines Bereiches, der
das Spiel zwischen einem Paar von Zähnen
verdeutlicht.
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Das Exzentergetriebe weist ein zylindrisches Gehäuse 1 auf,
das ein feststehendes Zahnrad 2 mit Innenverzahnung bildet,
wobei das Zahnrad mit dem Gehäuse 1 einstückig ausgebildet
ist. Eine Mehrzahl von Schrauben 3 dienen dazu, das
Getriebe an der Endwandung eines Motors zu befestigen. Das
Exzentergetriebe weist weiterhin eine erste
Exzentereinrichtung 4 mit einem ersten Gegengewicht 5, eine
zweite Exzentereinrichtung 6 mit einem Gegengewicht 7, ein
erstes Kugellager 8, ein exzentrisches Zahnrad 9, welches
auch Satellitenrad genannt wird, eine Ausgangswelle 10,
zwei Drehbolzen 11, 12, eine Buchse 13, einen angetriebenen
Mitnehmer 14, ein zweites Kugellager 15, ein Lagergehäuse
16, ein drittes Kugellager 17, eine Unterlegscheibe 18,
eine Beilagescheibe 19 und einen Sicherungsring 20 auf.
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Aus Figur 2 ist ersichtlich, daß die erste
Exzentereinrichtung 4 ein Gegengewicht 5 in Form einer
radial wie ein Flansch vorspringenden Zunge aufweist,
welches am einen Ende der ringförmigen Exzentereinrichtung
4 angeordnet ist und der Anordnung der Exzentereinrichtung
dient. Die zweite Exzentereinrichtung 6, wie sie in Figur
4 dargestellt ist, weist eine ähnliche Ausgestaltung wie
die erste Exzentereinrichtung 4 auf und ist deshalb im
Detail nicht beschrieben. Die Buchse der zweiten
Exzentereinrichtung 6 besitzt eine geringere Exzentrizität
als die Buchse der ersten Exzentereinrichtung 4. Figur 3
ist eine Frontansicht des exzentrischen Zahnrades 9 mit
seiner Verzahnung 21. Dieses Zahnrad besitzt zwei diagonal
gegenüberliegend angeordnete Öffnungen oder
"Zahnvertiefungen" 22, 23 in seiner Seitenoberfläche, die
den antreibenden Einheiten zugekehrt angeordnet ist. Das
Zahnrad ist auf dieser Seite zusätzlich mit einem
abstehenden ringförmigen Vorsprung 24 versehen, der an das
erste Kugellager 8 angepaßt ist.
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Aus den Figuren 5 bis 7 ist erkennbar, daß der antreibende
Mitnehmer einen Ringkörper 25 aufweist, an dem auf einer
Seite zwei diagonal gegenüberliegend angeordnete Vorsprünge
oder Zähne 26, 27 abstehen. Diese Vorsprünge sind dazu
bestimmt, in den länglichen Öffnungen 22, 23 des
exzentrischen Zahnrades 9 gleitend aufgenommen zu werden.
Um diese Bewegung spielfrei zu gestalten, ist jeder
Vorsprung mit einem Schlitz 28 versehen, wie er klar aus
Figur 7 hervorgeht. In dem Ringkörper sind zwei sich radial
erstreckende Durchgangsbohrungen 29, 30 vorgesehen, die
diagonal gegenüberliegend in der gleichen Winkelposition
wie die Zähne 26, 27 auf dem Ringkörper 25 angeordnet sind.
Diese Durchgangsbohrungen dienen dazu, die Drehbolzen 11
und 12 aufzunehmen. Der treibende Mitnehmer 10 weist auch
schräg ausgebildete Teile 31 und 32 auf, die die seitlichen
Oberflächen des Ringkörpers bilden.
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Die Ausgangswelle 14, die mit dem treibenden Mitnehmer
verbunden ist, besitzt einen Flansch 33, der sich radial
erstreckt, so daß dieser in den Ringkörper 25 des
treibenden Mitnehmers paßt. Dieser Flansch ist mit zwei
diagonal gegenüberliegenden Bohrungen 34, 35 zur Aufnahme
der Drehzapfen 11 und 12 ausgestattet, die in Preßpassung
in den Bohrungen aufgenommen werden. Die Ausgangswelle ist
somit verschwenkbar auf den Drehzapfen 11, 12 gelagert. Aus
den Figuren 1 und 8 ist erkennbar, daß die Ausgangswelle
eine Zentralbohrung 36 zur Unterbringung der Buchse 13 an
ihrem mit dem Flansch 33 versehenen Ende aufweist. Eine
ringförmige Nut 37 für den Sicherungsring 20 ist auf der
Ausgangswelle in einiger Entfernung zu dem Flansch 33
vorgesehen. Die Ausgangsteile des Getriebes werden auf
folgende Weise montiert: Die Drehzapfen 11, 12 werden
zunächst in die Durchgangsbohrungen 29, 30 des treibenden
Mitnehmers und in die Bohrungen 34 und 35 des Flansches der
Ausgangswelle eingebracht. Die als Lager für die bis jetzt
noch nicht beschriebene Eingangswelle des Exzentergetriebes
dienende Buchse 13 wird in die Zentralbohrung 36 an der
Ausgangswelle eingedrückt. Das zweite Kugellager 15 wird
dann auf die Ausgangswelle aufgebracht und in das
Lagergehäuse 16 eingesetzt. Das dritte Kugellager 17 wird
dann auf der Ausgangswelle von der Außenseite des
Lagergehäuses 16 her montiert. Die Unterlegscheibe 18 und
die Beilagescheibe 19 werden kann über die Welle geschoben,
und diese Einheit wird durch den Sicherungsring 20 an Ort
und Stelle gesichert. Die komplette Einheit, wie sie in
Figur 9 dargestellt ist, ist auf diese Weise vorgespannt
und stellt den Ausgangsteil des Getriebes dar.
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Der Eingangsteil des Getriebes wird auf folgende Weise
montiert: Das Gehäuse 1 wird mit Hilfe der Schrauben 3 an
der Endwandung eines Motors 39 mit einer Ausgangswelle 40
montiert, wie es schematisch in Figur 10 dargestellt ist.
Diese Welle stellt somit die Eingangswelle des Getriebes
dar. Das erste Kugellager 8 wird dann in das exzentrische
Zahnrad 9 eingeklebt. Ein geeigneter Kleber ist "Araldit"
oder "Locktite". Der äußere zylindrische Teil der Buchse an
der zweiten Exzentereinrichtung 6 wird dann mit Kleber
versehen und unter Druck in den Innenring des Kugellagers
8 eingebracht. Sodann wird Kleber auf die äußere
zylindrische Oberfläche der Buchse der ersten
Exzentereinrichtung 4 aufgebracht, und diese
Exzentereinrichtung wird von der anderen Seite des
exzentrischen Zahnrades in die zweite Exzentereinrichtung
6 eingeführt, wobei die beiden Exzentereinrichtungen 4 und
6 eine gegenseitige Winkelposition einnehmen, in der die
kombinierte Exzentrizität ein Minimum darstellt. Sodann
wird Kleber auf die innere zylindrische Oberfläche der
Buchse der Exzentereinrichtung 4 aufgebracht, und die
gesamte Einheit 4, 6, 8, 9 wird auf die Ausgangswelle 40
des Motors aufgepreßt. Der Kleber wird dann von dem Teil
der Welle 41 entfernt, der über die obere Oberfläche der
ersten Exzentereinrichtung 4 und seines Gegengewichtes 5
vorsteht. Die Exzentereinrichtungen 4 und 6 werden dann
relativ zueinander verdreht, so daß die Exzentrizität
vergrößert wird, und zwar bis kein Spiel zwischen den
Zähnen des exzentrischen Zahnrades 9 und den Zähnen des
feststehenden Zahnrades 2, mit welchem das exzentrische
Zahnrad in Eingriff ist, mehr vorhanden ist. Der Kleber
kann dann aushärten. Durch das Verdrehen der
Exzentereinrichtungen relativ zueinander in dieser Weise
wird jegliches Spiel zu einem Minimum reduziert, wodurch
Herstellungstoleranzen des exzentrischen und des
feststehenden Zahnrades sowie der Exzentereinrichtungen
selbst eliminiert werden. Die einzige Verformung, die jetzt
noch existiert, ist diejenige in dem Kugellager 8. Da diese
normalerweise nicht größer als ungefähr 5 um ist, kann
festgestellt werden, daß jegliches Spiel in dem Getriebe
eliminiert ist.
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Figur 10 verdeutlicht die auf diese Weise montierte Einheit
des Eingangsteils des Getriebes. Der Eingangs- und der
Ausgangsteil werden dann so zusarninengebracht, wie dies in
Figur 11 dargestellt ist. Das Lagergehäuse 16 wird mit dem
Gehäuse 1 über radiale Stifte 41, Senkschrauben o. dgl.
verbunden.
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Es ist beachtenswert, daß das exzentrische Zahnrad auf der
Motorwelle frei drehbar angeordnet ist. Wenn das
Übersetzungsverhältnis des Getriebes 89 ist, bedeutet dies,
daß dann, wenn die Eingangswelle 89 Umdrehungen ausgeführt
hat, das exzentrische Zahnrad eine Umdrehung in
entgegengesetzter Drehrichtung ausgeführt hat. Da das
exzentrische Zahnrad synchron mit der Ausgangswelle
rotiert, ist das polare Moment der Trägheit der
Ausgangswelle - reduziert auf die Eingangswelle
(= Ausgangswelle des Motors) - vernachlässigbar, weil das
Übersetzungsverhältnis mit einem Faktor von 2 zu der Kraft
eingeht.
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Das Trägheitsmoment J des Systems kann als zusammengesetzt
aus dem Trägheitsmoment der Ausgangswelle, des treibenden
Mitnehmers und des exzentrischen Zahnrades angesehen
werden, wobei alle drei Momente auf die Eingangswelle durch
Division mit dem Quadrat des Übersetzungsverhältnisses (i)
dividiert werden. Das resultierende Trägheitsmoment ist
vernachlässigbar. Das gesamte Trägheitsmoment des Systems
entspricht damit nur der Masse des exzentrischen Zahnrades
multipliziert mit dem Quadrat der Exzentrizität. Weiterhin
sollte das Trägheitsmoment der Gegengewichte 5, 7
dominierend sein. Der Rotationsradius der Ausgleichsmasse
sollte klein gehalten werden, so daß seine Auswirkung auf
das Trägheitsmoment der Ausgangswelle klein ist. Für ein
typisches exzentrisches Zahnrad beträgt das Trägheitsmoment
J = 0,046 10&supmin;&sup8; kgm² und das Trägheitsmoment der
Gegengewichte J = 0,8 10&supmin;&sup8; kgm². Das gesamte
Trägheitsmoment ist J = 0,9 10&supmin;&sup8; kgm². Dieses gesamte
Trägheitsmoment ist dasjenige für die Eingangswelle, und
dieser Wert sollte in Vergleich mit dem
Eingangsträgheitsmoment des Harmonic-Getriebes in Vergleich
gesetzt werden, welches für ein Getriebe vergleichbarer
Größe 15 10&supmin;&sup8; kgm² beträgt. Im Gegensatz zu der niedrigen
Rotationsrate des exzentrischen Zahnrades rotiert dessen
Schwerpunktzentrum mit der hohen Rotationsrate der
Eingangswelle 40.
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Figur 12 verdeutlicht verschiedene Beziehungen an einem
konventionellen Exzentergetriebe. Das exzentrische Zahnrad
ist frei auf dem exzentrischen Wellenstummel der
Eingangswelle mit der Exzentrizität e angeordnet. Die
Flankendurchmesser betragen hier 27 und 24,6. Der Zahnmodul
beträgt 0,3 und die Anzahl der Zähne 90 und 82. Damit
ergibt sich als Differenz der Anzahl der Zähne 8. Hieraus
resultiert eine ziemlich kleine Übersetzung von i = -10,25.
Man kann erkennen, daß schon hier die Gefahr des Aufsetzens
der Zähne aufeinander in einem Exzentrizitätsbereich
besteht, der durch einen Pfeil gekennzeichnet ist.
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Figur 13 verdeutlicht ein unkorrigiertes Exzentergetriebe
des gleichen Typs wie in Figur 12 dargestellt, jedoch mit
einer Zahndifferenz von lediglich einem Zahn. Das
Übersetzungsverhältnis ist 89 : 1. Es ist ersichtlich, daß
hier sich die Zähne schwerwiegend in einem großen Bereich
behindern, der zwischen 6 und 9 Uhr liegt.
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Figur 14 zeigt das gleiche Getriebe wir Figur 13, jedoch in
korrigierter Form. Die Zahndifferenz beträgt einen Zahn.
Das Übersetzungsverhältnis ist 89 : 1. Die Modifikation
durch Profilverschiebung beträgt xm = -0,18 mm. Der
Druckwinkel ändert sich zu 22º. Das Spiel am Kopf der Zähne
beträgt 0,06 mm. Theoretisch ist nur ein Zahn in jeder
Belastungsrichtung gleichzeitig im Eingriff. In der Praxis
sind die Zähne jedoch etwas federn nachgiebig während der
Belastung, und man kann davon ausgehen, daß etwa acht Zähne
gleichzeitig in der Belastungsrichtung miteinander in
Eingriff stehen, so daß sich eine sehr gute Lastverteilung
ergibt.
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Figur 14 zeigt das Ergebnis, welches in Verbindung mit dem
Verfahren nach der vorliegenden Erfindung vorgeschlagen
wurde, nämlich hinsichtlich der graphischen Reduzierung der
Zähne, eines feststehenden Zahnrades mit Innenverzahnung
und eines exzentrischen Zahnrades nach dem Exzentergetriebe
der vorliegenden Erfindung. Das feststehende Zahnrad ist
mit 2 bezeichnet und das exzentrische Zahnrad mit 9. Der
Flankenkreis des exzentrischen Zahnrades ist mit 55 und
derjenige des feststehenden Zahnrades mit 56 bezeichnet.
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Als Eingangsgröße für die graphische Reduktion ist das
gewünschte Übersetzungsverhältnis des exzentrischen
Getriebes, im vorliegenden Falle 89 gewählt. Als
Eingangswert für die Berechnungen kann der ungefähre
Flankendurchmesser 56 (bezeichnet mit Ds in Figur 14) als
gegeben angenommen werden, und im vorliegenden Falle ist
dieser mit 27 mm gewählt. Da somit der letzte Eingangswert
ebenfalls gegeben ist, ergibt sich der gesuchte Wert des
Zahnmoduls (reziprok zum Flankendurchmesser) im
vorliegenden Falle zu m = 0,3. Ein erster ungefährer Wert
des Flankendurchmessers des festen Zahnrades wird dann aus
diesen drei Eingangswerten berechnet. Diese Werte werden
auch zum Berechnen einer ersten Basisexzentrizität e&sub0;
benutzt, die der Hälfte des Flankendurchmessers Ds des
feststehenden Zahnrades, vermindert um die Hälfte des
Flankendurchmesser Dr des exzentrischen Zahnrades beträgt.
Die Nummer der Zähne (Zr und Zs) wird für jedes Zahnrad
berechnet. Wenn die Zahl der Zähne nicht ganzzahlig ist,
wird der Flankendurchmesser 56 verändert und der Prozeß
wiederholt. Wenn die Zahl der Zähne ganzzahlig ist, werden
die Zähne der beiden Zahnräder (Figur 13) unter Benutzung
eines CAD-Systems gezeichnet, und zwar in vergrößertem
Maßstab, wie dies in den Figuren 15 und 16 dargestellt ist,
und die Bereiche mit möglicher Zahnberührung werden
berücksichtigt. Die Bereiche, in denen die Zähne
miteinander im Eingriff sind, sind hinreichend, jedoch
dort, wo der Eingriff beginnt, muß die Anordnung so
getroffen werden, daß die Flächen der betreffenden Zähne
nicht aufeinanderstoßen und daß die Zahn spitzen nicht
aneinander anstoßen. Um solche ungewünschten Kollisionen zu
korrigieren, ist eine Profilverschiebung vorgesehen,
derart, daß die Basisexzentrizität auf einen neuen Wert
e&sub0; + x m geändert wird, wobei m der Modul und x ein
Profilverschiebungsfaktor sind. Die Zahnspitzen werden
weggenommen, um ein Aufeinandertreffen zu vermeiden. Die
Zähne der beiden Zahnräder werden dann mit der korrigierten
Zahnform gezeichnet, wie sie sich aus der
Profilverschiebung und der Kürzung ergibt. Das Ergebnis ist
in Figur 14 dargestellt. Es versteht sich, daß die
Profilverschiebung keine Auswirkung auf die Teilkreise hat.
Die auf diese Art und Weise gezeichneten Zähne werden
überprüft, und ein kleiner Abstand zwischen den Zahnspitzen
wird festgelegt für den Bereich, in dem die Zähne nicht
miteinander kämmen. Wenn dieser Abstand nicht hinreichend
bezüglich nicht korrigierbarer Herstellungstoleranzen ist,
werden die Zähne nochmals korrigiert. Das Bezugszeichen 57
bezeichnet in Figur 14 den Ort, an welchem der Abstand
zwischen zwei Zahnspitzen ein Minimum beträgt, nämlich
0,06 mm, welches somit genügend groß ist, um ein
Aufeinandertreffen zu vermeiden. Wie aus Figur 14
ersichtlich ist, sind ungefähr acht Zähne miteinander im
Eingriff zwischen 10.30 und 11.30 Uhr. Ein entsprechender
Eingriff besteht auf der anderen Hälfte zwischen 12.30 und
1.30 Uhr, beispielsweise symmetrisch zu der Vertikalachse
in Figur 14. Damit ist klar, daß eine große Anzahl von
Zähnen gleichzeitig miteinander in Eingriff stehen, welches
die Festigkeit des Getriebes erhöht. Es sollte zur Kenntnis
genommen werden, daß der Eingriff der Zähne in zwei
Bereichen stattfindet und daß in einem Zwischenbereich etwa
bei 12.00 Uhr keine Anlage stattfindet. Dies ist
vorteilhaft vom Standpunkt des Spiels. Schließlich
bezeichnet in Figur 14 Zr die Anzahl der Zähne des
exzentrischen Zahnrades mit 89, Zs die Anzahl der Zähne mit
90 des festen Zahnrades, Zr den Durchmesser des Kreises der
Zahnspitzen auf dem Satellitenzahnrad und Zs den
Durchmesser der Kurve der Zahnspitzen des fest angeordneten
Zahnrades. Wie man ferner aus Figur 14 ersieht, schneiden
sich die Teilkreisdurchmesser 55 und 56 bei etwa 11.30 Uhr,
so daß der Teilkreisdurchmesser 55 des exzentrischen
Zahnrades sich außerhalb des Teilkreisdurchmessers 57 des
feststehend angeordneten Zahnrades in dem Bereich zwischen
etwa 10.30 und 1.30 Uhr befindet. Weil die Zähne gekürzt
sind, gibt es kein Aufeinandertreffen mit den
Zahnvertiefungen in diesem Bereich.
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Figur 15 verdeutlicht ein miteinander kämmendes Zahnpaar.
Die Längenveränderung der aktiven Oberflächenbreite kann
hier bestimmt werden. Durch weitere Vergrößerung und
Bemessung kann es von Zahnpaar zu Zahnpaar festgelegt
werden, wie gut die Zahnoberflächen aneinander anliegen und
ob es erforderlich ist, Druck-Winkel-Korrekturen
durchzuführen.
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Der Abstand der Zahnspitzen bei 57 in Figur 14 ist in Figur
16 in vergrößernder Darstellung mit f bezeichnet. Dieser
Abstand ist sehr wichtig. Eine zu kleine Dimensionierung
erbringt die Gefahr, daß die Zähne aneinander anschlagen,
und erfordert die Einhaltung entsprechender Toleranzen der
betreffenden Einzelteile. Ein zu groß bemessener Abstand
vermindert die Eingriffslänge der Zähne.
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Die graphische Methode für die Gestaltung der Zähne der
beiden Zahnräder, wie sie gerade beschrieben wurde, ist
sehr einfach, verglichen mit der umfangreichen
Rechenarbeit, die dann anfällt, wenn jeder Zahn einzeln
berechnet wird. Zusätzlich ergibt sich dabei nur ein
schwacher Eindruck der betreffenden Zahnsituation.
Ausgehend von den graphisch gestalteten Zahnrädern werden
diese dann unter Nutzung konventioneller
Zahnschneidtechniken hergestellt.
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Die Ausführungsformen nach der Erfindung können auf
vielfältige Art und Weise modifiziert und innerhalb des
Schutzumfangs des erfindungsgemäßen Konzepts variiert
werden. Anstatt des Verklebens der Exzentereinrichtungen
können die Gegengewichte auch mit Verschlußelementen, z. B.
Zapfen auf dem einen Gegengewicht und Vertiefungen oder
Öffnungen in dem anderen, versehen werden, um die Teile in
relativer Winkelstellung miteinander zu fixieren. Eine der
Exzentereinrichtungen 4, 6 kann auch mit einem
Ausgleichsgewicht versehen sein, um statisch das
Ungleichgewichtsmoment der exzentrischen Elemente
auszugleichen.