DE69121492T2

DE69121492T2 - Getriebesystem

Info

Publication number: DE69121492T2
Application number: DE69121492T
Authority: DE
Inventors: Niels Young
Original assignee: Arthur D Little Inc
Current assignee: Arthur D Little Inc
Priority date: 1990-02-20
Filing date: 1991-02-19
Publication date: 1997-03-13
Anticipated expiration: 2011-02-20
Also published as: EP0472683B1; ATE141666T1; DE69121492D1; CA2053285C; US5051075A; WO1991013240A1; EP0472683A1; JPH05500255A; EP0472683A4

Description

Gebiet der Erfindung

Diese Erfindung betrifft ein Getriebesystem zur Verwendung bei Rotations-Zahnradantriebsanordnungen, bei denen sich ein Zahnrad (d.h. ein Antriebszahnrad) in einer umlaufenden Art relativ zu einem anderem Zahnrad (einem angetriebenen Zahnrad) dreht. Die Erfindung findet Anwendung als Synchronisiermittel bei beispielsweise Fluidtransportvorrichtungen.

Hintergrund der Erfindung

Zahnradantriebssysteme des Standes der Technik mit zwei Zahnrädem, die miteinander im Eingriff stehen, bei denen jedoch eines der Zahnräder um das andere Zahnrad herumläuft, gehören im allgemeinen zu Planetengetriebeanordnungen. Bei Planetengetriebeanordnungen sind die Zahnräder in einer gemeinsamen Ebene angeordnet. Im allgemeinen werden bei solchen Systemen Stirnräder oder schrägverzahnte Räder verwendet. Die Zähne solcher Zahnräder besitzen miteinander kämmende Flächen, die in den allermeisten Fällen Bereiche von Evolventen- oder Zykloidenkurven sind. Diese Kurven sind im allgemeinen durch einen inneren und einen äußeren Radius abgeschnitten, wodurch die Zähne der Zahnräder gebildet sind.
Im Stand der Technik sind auch Fluidtransportvorrichtungen bekannt. Die Gattungsbezeichnung "Fluidtransportvorrichtungen" findet Verwendung für eine Anordnung aus kämmenden Evolventen-Spiralwindungen, die sich entlang kreisförmiger Translationsbahnen in umlaufender Beziehung zueinander bewegen. Diese umlaufende Bewegung erzeugt eine oder mehrere Fluidtransport- oder Fluidarbeitskammern, die sich radial zwischen Einlaß- und Auslaßzonen der Vorrichtung bewegen. Solche Transportvorrichtungen können als Pumpen, Kompressoren, Motoren oder Expansionseinrichtungen in Abhängigkeit von ihrer Konfiguration, dem verwendeten Antriebssystem und der Art der zwischen den Transportwindungen und dem sich durch die Vorrichtung hindurchbewegenden Fluid übertragenen Energie fungieren.
Typischerweise wird ein Paar Spiraiwindungen mittels einer Oldham-Kupplung gekuppelt, um eine relative Drehbewegung zwischen den Windungen zu verhindern. Oldham-Kupplungen sind im Stand der Technik zwischen einem Paar Spiralen verwendet worden, damit eine Spirale auf einer kreisförmigen Bahn relativ zu der anderen Spirale umlaufen kann. Ein typisches Beispiel einer Fluidtransportvorrichtung bzw. einer Fluidspiralvorrichtung, die von einer Oldham-Kupplung Gebrauch macht, ist im US-Patent 4 178 143 von Thelen et al. dargestellt. Bei diesem Beispiel hält eine herkömmliche Oldham-Kupplung ein Paar gemeinsam rotierender Spiralen in einer feststehenden Drehbeziehung zueinander, während ihre gegenseitige Relativumlaufbewegung zugelassen ist. In diesem Sinn kann die Oldham-Kupplung als eine eins-zu-eins-Getriebeantriebsanordnung verstanden werden, die die relative Umlaufbewegung zwischen den Spiralwindungen aufnimmt.
Die Synchronisation einer Spirale gegenüber der anderen muß bei allen Spiralmaschinen aufrechterhalten werden. Wenn die Synchronität verlorengeht, wird die Gasabdichtung zerstört, und kann die Maschine mechanisch verklemmen. Bei vielen Spiralmaschinen herrscht ein gleichmäßiges bzw. konstantes Moment zwischen einer Spirale und ihrem Partner. Eine Oldham- Kupplung kann diese Momentenlast aufnehmen, während die Synchronisation einer Spirale gegenüber der anderen beibehalten wird. Bei Spiralmaschinen, die infolge ihrer Gestaltung keine gleichmäßige bzw. konstante Momentenlast aufweisen, gibt es jedoch nichtsdestoweniger restliche Streumomente wie diejenigen aus der sich verändernden Reibung oder aus Gaslasten, die dazu neigen, die Synchronisation der einen Spirale gegenüber der anderen zu stören. Eine Oldham-Kupplung kann zur Aufnahme dieser Streumomentlast verwendet werden.
Beim gemeinsamen Drehen wie bei umlaufenden Fluidtransportvorrichtungen bzw. Fluidspiralvorrichtungen des Standes der Technik tritt bei der Verwendung einer Oldham-Kupplung ein Problem auf. Eine Oldham-Kupplung besteht aus drei Teilen: einem Teil an jeder Spirale und einem sich bewegenden mittleren Teil, das sich linear gegenüber jeder Spirale verschiebt. Die notwendige Bewegung dieses mittleren oder losen Teils schafft Tragheitskräfte, die bei entweder umlaufenden oder schnell laufenden Spiralmaschinen schwierig auszugleichen sind. Bei einem Ausgleich müssen die Trägheitskräfte nichtsdestoweniger durch die Gleitlagerflächen aufgenommen werden. Ohne Ausgleich kann die Vibration, die sich aus den Trägheitskräften ergibt, durch Minimierung der Masse verringert werden. Die Verringerung der Masse des losen Teils geht jedoch zu Lasten der mechanischen Festigkeit und der Lebensdauer an den Gleitlagerflächen. Die Gesamtleistung einer Spiralmaschine nimmt mit zunehmender Drehgeschwindigkeit bzw. Drehzahl zu. Bei hohen Drehzahlen ist es wesentlich, das Synchronisiermittel so einfach wie möglich zu halten, um die Anzahl verfügbarer Vibrationsmodi zu minimieren. Jedoch schränkt eine Oldham-Kupplung die Drehzahl einer Spiralmaschine stets ein, weil die Masse des losen Teils nicht weiter über die Grenze hinaus verringert werden kann, die seine Festigkeit und Standzeit zuläßt.
Andere im Stand der Technik bekannte Synchronisiermittel weisen ebenfalls Beschränkungen der Drehzahl auf. Andere bekannte Synchronisiermittel umfassen die Verwendung von Ketten aus Kugeln, Synchronriemen und Synchronisiermittel in der Form von flexiblen Zahnrädem Alle diese bekannten Synchronisiermittel besitzen zusätzlich zu den beiden Spiralen lose Teile. Die losen Teile dieser bekannten Synchronisiermittel bewegen sich auf Bewegungsbahnen, die sich von jeder Spirale unterscheiden.
Das dynamische Verhalten dieser losen Teile bei hoher Drehzahl kann zu großen, ungleichmäßigen Trägheitskräften führen, die eine Gesamtvibration und Geräusche verursachen. Die losen Teile können auch unerwünschte Resonanzen aufweisen, die die Trägheitskräfte auf eine zerstörende Höhe vergrößern. Die Anzahl der verfügbaren Vibrationsmodi ist groß. Die gelegentliche und unvorhersehbare Instabilität und der rauhe Lauf dieser bekannten Synchronisiermittel können eine verkürzte Lebensdauer und einen geräuschvollen Betrieb verursachen. Dies trifft insbesondere bei ungeschmierten Spiralmaschinen zu.
Die Spiralen können auch durch die Einwirkung von Zapfen an einer Spiralplatte synchronisiert werden, die innerhalb entsprechender Löcher in der anderen Spiralplatte umlaufen. Bei dieser Art eines Synchronisiermittels ist kein drittes oder loses Teil erforderlich. Jedoch ist bei solchen Synchronisiermitteln der Druck an den Berührungsbereichen infolge der Momentenlast zwischen den Spiralen im allgemeinen so hoch, daß nur eine kurze Lebensdauer erreicht werden kann.
Auch ist es auch aus WO-A-90 02 248, veröffentlicht nach dem Prioritätsdatum der Anmeldung, und der entsprechenden US-4 927 340 (McCullough) bekannt, Spiralen mittels eines Getriebesystems zu synchronisieren, das umfaßt
eine erste Zahnradplatte, die um eine erste Achse drehbar ist, wobei die erste Zahnradplatte eine Vielzahl von sich axial erstreckenden Zähnen aufweist, die an einem Teilkreis angeordnet und in Umfangsrichtung äquidistant beabstandet sind;
eine zweite Zahnradplatte, die um eine zweite Achse drehbar ist, die parallel zu der ersten Achse verläuft und von dieser in Seitenrichtung um einen Abstand beabstandet ist, der im wesentlichen gleich einem Umlaufradius Ror ist, wobei die zweite Zahnradplatte eine Vielzahl von sich axial erstreckenden Zähnen aufweist, die an einem zweiten Teilkreis angeordnet und an diesem in Umfangsrichtung äquidistant beabstandet sind;
wobei die Vielzahl der Zähne an der ersten Platte in Hinblick auf einen gegenseitigen Eingriff mit der Vielzahl der Zähne an der zweiten Platte derart angeordnet ist, daß eine relative Kreisbewegung der einen Zahnradplatte gegenüber der anderen Zahnradplatte verhindert ist, während eine Umlaufbewegung einer Zahnradplatte gegenüber der anderen Zahnradplatte aufgenommen wird.
Erfindungsgemäß besitzt jeder Zahn der ersten und der zweiten Zahnradplatte einen sich axial erstreckenden konvexen Flächenbereich und einen gegenüberliegenden, sich axial erstrekkenden konkaven Flächenbereich, dies derart, daß jedes Paar miteinander im Eingriff stehender Zähne eine Flächenkämmung mit dem konvexen Flächenbereich eines Zahnes aufweist, der konform zu dem konkaven Flächenbereich des anderen Zahnes ausgebildet ist und mit diesem in berührendem Eingriff steht.
Während der relativen Umlaufbewegung stehen verschiedene Zähne zwischen den Zahnradeinheiten derart miteinander im Eingriff, daß die konkave Seite jedes Zahnes an einem Zahnrad die konvexe Flächenseite eines Zahnes am anderen Zahnrad berührt. Infolge der miteinander zusammenarbeitenden Gestalten zwischen den Zahnradzähnen entstehen große Flächenbereichsberührungen zwischen den Zähnen, und können glatte Übergänge zwischen den miteinander in Eingriff stehenden Zahnpaaren erreicht werden.
Bei Verwendung mit Fluidtransportvorrichtungen sieht die vorliegende Erfindung ein einziges Synchronisiermittel vor, wobei die herkömmliche Oldham-Kupplung durch axial miteinander in Eingriff stehende Zahnradzähne ersetzt ist, die an den tragenden Stirnplatten jeder Spiralwindung befestigt sind. Daher schafft das Getriebesystem dieser Erfindung eine Synchronisation ohne lose Teile, und ermöglicht es den Betrieb von Spiralmaschinen mit Drehzahlen, die höher sind als dieje nigen, die mit anderen Synchronisiermitteln möglich sind.
Eine Synchronisiermittelkupplung gemäß der Erfindung nimmt die umlaufende Bewegung einer Spiralwindung gegenüber einer anderen Windung ohne die Notwendigkeit der Verwendung eines herkömmlichen Synchronisiermittels der Gleitringgattung auf, wie es typischerweise beim Stand der Technik verwendet wird. Die Anzahl der miteinander im Eingriff stehenden Zähne kann in Abhängigkeit vom Durchmesser der Spiralplatten und der gewünschten Dicke jedes Zahnes verändert werden. Des weiteren kann der Berührungsdruck infolge der Momentenlast zwischen den Spiralen durch Vergrößern der Berührungsradien zwischen den einander berührenden Zahnradzähnen verringert bzw. minimiert werden.

Kurzbeschreibung der Zeichnungen

Fig. 1 ist ein Schnitt im wesentlichen in Längsrichtung durch eine die vorliegende Erfindung verkörpernde sich gemeinsam drehende Fluidtransportvorrichtung;
Fig. 2 ist ein Querschnitt entlang der Linie 2-2 von Fig. 1 mit der Darstellung einer Ausführungsform der Zahnradverzahnung der vorliegenden Erfindung;
Fig. 3 stellt eine schematische Draufsicht auf eine der in Fig. 2 dargestellten Zahnradeinheiten dar;
Fig. 4 stellt eine schematische Draufsicht ähnlich derjenigen von Fig. 3 dar, jedoch für eine zweite Ausführungsform;
Fig. 5 ist eine grafische Veranschaulichung mit der Darstellung der Art, in der die Zahnradverzahnungsgestalten der zweiten Ausführungsform bestimmt werden;
Fig. 6 zeigt weiter eine zur zweiten Ausführungsform gehörige Mehrfachberührungspunkt-Kennlinie;
Fig. 7 ist eine vergrößerte Ansicht eines Paars miteinander in Eingriff stehender Zahnradverzahnungen einer dritten Ausführungsform der Erfindung.

Detailbeschreibung einer bevorzugten Ausführungsform

Unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen wird das erfindungsgemäße Getriebe- bzw. Zahnradsystem mit Bezugnahme auf eine bevorzugte Ausführungsform beschrieben, wobei das Getriebe- bzw. Zahnradsystem bei einer im allgemeinen mit 1 bezeichneten Fluidtransportvorrichtung verwendet wird. Die Fluidtransportvorrichtung 1 besitzt ein Paar miteinander kämmender Evolutenspiralwindungen 7, 12. Insbesondere ist die Spiralwindung 7 entweder einstückig mit einem inneren Flächenbereich 6 einer ersten Windungsabstützplatte 5 ausgebildet oder an dieser fest angebracht, die hier als erste Zahnradabstützplatte 5 bezeichnet wird. Die Spiralwindung 12 ihrerseits ist entweder einstückig mit einem inneren Flächenbereich 11 einer zweiten Windungsabstützplatte 10 ausgebildet oder an dieser fest angebracht, die hier als zweite Zahnradabstützplatte 10 bezeichnet wird.
Die erste Zahnradplatte 5 besitzt eine erste Welle 16, die dazu geeignet und bestimmt ist, mittels eines Motors 18 angetrieben zu werden, um die erste Zahnradplatte 5 zu drehen. Die erste Welle 16 und die Zahnradplatte 5 drehen sich um eine Achse 9. Die Zahnradplatte 5 ist drehbeweglich um die Achse 9 mit Hilfe von Lagern 17a abgestützt, die durch einen Lagerträger 17 gehalten sind. In gleicher Weise ist eine zweite Welle 21 drehbeweglich mit Hilfe von Lagern 22a abgestüzt, die durch Lagerträger 22 gehalten sind, und an der zweiten Lagerplatte 10 fest befestigt. Es ist zu beachten, daß die Lager 17a und 22a dicht an ihren jeweiligen Lagerplatten 5, 10 anliegen, da radiale Lasten in diesen Bereichen ihren Ursprung haben. Beide Zahnradplatten sind zur gemeinsamen Drehung angeordnet. Wie nachfolgend noch vollständiger erläutert wird, überträgt die erfindungsgemäße Synchronisiermittelanordnung ein Drehmoment von einer Zahnradplatte an die andere Zahnradplatte mit einem exakten Drehzahlverhältnis von 1:1.
Da die Synchronisiermittelanordnung das Drehmoment zwischen den Zahnradplatten wirksam überträgt und eine gemeinsame Drehung zuläßt, kann die zweite Welle 21 mittels eines separaten Motors angetrieben sein oder nicht. Gemäß Darstellung in Fig. 1 ist die zweite Welle 21 dazu geeignet und bestimmt, mittels eines Motors 23 angetrieben zu werden. Die Welle 21 und die Zahnradplatte 10 drehen sich um eine Achse 14. Die Achse 14 ist gegenüber der Achse 9 um einen dem Radius Ror des Umlaufkreises der Spiralvorrichtung entsprechenden Abstand versetzt, wie in den Figuren 2 und 3 klar angegeben ist. Die Lagerträger 17 und 32 können jede geeignete Form annehmen, die für die Arbeitsbedingungen der Fluidtransportvorrichtung geeignet ist. Beispielsweise kann der Lagerträger 22 so angeordnet bzw. ausgebildet sein, daß seine zugehörige Zahnradplatte 10 gegenüber der Zahnradplatte 5 in einer Richtung im allgemeinen entlang einer die Achsen 9 und 14 verbindenden Linie (nicht dargestellt) bewegbar ist, so daß sich eine Zahnradplatte der anderen nähern kann, um die Arbeitskammer zwischen den Spiralwindungen wirksam zu öffnen, um für eine Beladung der Windungen zu sorgen, wie dies im Stand der Technik bekannt ist.
Zwischen der ersten Spiralwindung 7 und der zweiten Spiralwindung 12 sind Fluidkammern 15 ausgebildet. Typischerweise arbeitet die Fluidtransportvorrichtung mit hoher Drehzahl innerhalb eines gasförmigen Fluidmediums, das die sich drehenden Spiralwindungen umgibt, so daß dann, wenn die Vorrichtung als Kompressor arbeitet, ein Fluideintritt am anderen Ende jeder Spiralwindung stattfindet. Dieses Fluid erreicht das andere Ende der Spiralwindungen, indem es durch Öffnungen zwischen den Synchronisiermittelzahnradzähnen (nicht gekennzeichnet) strömt. Beim Arbeiten als Kompressor stellt sich eine Ausgangsströmung durch die Vorrichtung am Ausgangsanschluß 34 ein. Selbstverständlich ist zu beachten, daß die Fluidtransportvorrichtung auch als Expandiereinrichtung arbeiten kann, indem unter Druck stehendes Fluid am Anschluß 34 zugeführt wird, und in dem veranlaßt wird, daß es sich innerhalb der sich radial nach außen bewegenden Fluidkammern 15 ausdehnt, um an den äußeren Enden der Spiralwindungen abgegeben zu werden, von wo sie durch offene Bereiche zwischen den Synchronisiermittelzähnen zur Umgebung strömt. Für Zwecke des verbleibenden Teils dieser Beschreibung wird angenommen, daß die dargestellte Fluidtransportvorrichtung 1 zur Arbeit als Kompressor ausgebildet ist.
Die erfindungsgemäße Synchronisiermittelanordnung verfügt über eine ringförmige Reihe von sich axial erstreckenden, in Umfangsrichtung gleich beabstandeten Zähnen 40, 45, die vorzugsweise an dem äußeren Umfangsbereich der Innenfläche 6 und 11 der Zahnradplatte 5 bzw. 10 befestigt sind und sich von dort aus rechtwinklig erstrecken. Jeder der Zahnradzähne 40, besitzt eine gleiche Gestalt, wie nachfolgend unter Bezugnahme auf Fig. 2-6 beschrieben wird.
Die Zahnrad- bzw. Getriebebaugruppe der vorliegenden Erfindung ist in Hinblick darauf gestaltet, Momente in jeder Richtung mit einem Drehzahlverhältnis von 1:1 zu übertragen. Zur Aufnahme der Umlaufbewegung verläuft die Drehachse 14 der zweiten Zahnradplatte 10 parallel zur Drehachse 19 der Zahnradplatte 5, jedoch gegenüber dieser um einen dem Umlaufradius der Spiralvorrichtung entsprechenden Abstand versetzt. Das Getriebesystem macht von der Tatsache Gebrauch, daß ein sich auf einem Kreis bewegender Punkt einen Kreis auf einer Scheibe beschreibt, die sich mit derselben Drehzahl um eine parallele, jedoch versetzte Achse dreht. Der auf diese Weise beschriebene Umlaufkreis besitzt einen Radius gleich dem Umlaufradius oder einen Versetzungsabstand Ror zwischen den parallelen Drehachsen 9, 14.
Unter Bezugnahme auf die in Fig. 2 und 3 dargestellte Ausführungsform besitzt jede Zahnradplatte 5, 10 einen zugehörigen Teilkreis Rp, auf dem die Zähne 40, 45 angeordnet sind. Bei Verwendung von N Zähnen auf einer gegebenen Zahnradplatte ist der in Fig. 3 dargestellte Winkel α gleich 180/N. Da jeder Zahn im wesentlichen mit jedem anderen Zahn identisch ist, ist der Abstand zwischen entsprechenden Punkten auf aufeinanderfolgenden Zähnen längs des Teilkreises gleich einem Bogenabstand entsprechend 2α.
Jeder Zahn 40, 45 besitzt eine konkave Fläche 43 mit großem Radius RL und eine. konkave Fläche 42 kleineren Durchmessers RS. Daher kann die Gestalt jedes Zahnes 40, 45 vollständig durch den großen Radius RL und den kleinen Radius RS und die maximale Zahndicke t vollständig definiert werden. Der kleinere Radius RS wird von einem Punkt auf dem Teilkreis als Abstand gemessen, der dem Winkel α von dem Punkt aus entspricht, von dem aus der große Radius RL gemessen wird. Beide Radien RS und RL liegen mit ihrem Zentrum auf dem Teilkreis mit dem Radius RP. Die konvexe und die konkave Fläche von zwei benachbarten Zähnen auf der Getriebeplatte 5 und auf der Getriebeplatte 10 kämmen miteinander, wenn der Radius der konkaven Fläche 43 gleich dem Radius der konvexen Fläche 42 zuzüglich des Radius des Umlaufkreises ist. Daher können nach der Bestimmung des Winkels α auf der Grundlage der gewünschten Anzahl der Zähne auf einer gegebenen Zahnradplatte der gewünschte Teilkreisradius RP und der gewünschte Umlaufkreisradius Ror, der große Radius RL und der kleinere Radius RS jedes Zahnes 40, 45 in Hinblick aufeinander berechnet werden, da RL - RS = Ror ist. Des weiteren gilt geometrische für die maximale Dicke t jedes Zahnes 40, 45 die folgende geometrische Gleichung
t = 2 Rp sin(α/2) - Ror.
Dabei ist: RP = Teilkreisradius
Ror = Umlaufkreisradius
α = 180/N
N = Anzahl der Zähne
Wenn die beiden Zahnradplatten 5, 10, die gleiche Teilkreisradien und einen gleichen Zahnabstand aufweisen, wie oben beschrieben gestaltet und um etwa parallele, jedoch versetzte. Drehachsen herum angeordnet sind, kämmen die miteinander im Eingriff stehende Zähne 40, 45 zwischen der Zahnradplatte 5 und der Zahnradplatte 10 glatt miteinander, und übertragen sie wirkungsvoll ein Drehmoment zwischeneinander. Die Radien der konkaven und der konvexen Fläche jedes Zahnes 40, 45 sind so groß wie realisierbar ausgebildet, um den Reibungsdruck und die Hertz-Berührungsbeanspruchungen zwischen jedem gegebenen Paar miteinander im Eingriff stehender Zähne zu minimieren.
Wie in Fig. 2 und 3 deutlich dargestellt ist, besitzt jeder Zahn 40, 45 die Form eines abgeschnittenen Mondes 49. Die Zähne sind abgeschnitten, um die scharfen Spitzenbereiche zu beseitigen, die in einigen Fällen die Momentenlasten nicht wirksam aufnehmen könnten. Jedoch nimmt mit zunehmender Abschneidung die Radialerstreckung der Zähne ab, und gleiches gilt für den Winkel, längs dessen sich ein gegebener Zahn in Berührung stehend bewegen kann. Daher ist die Abschneidung mäßig gestaltet, um eine glatte Übertragung der Berührungskraft von einem Zahn auf den nächsten Zahn zu gewährleisten. Jedoch muß im Sinne der Erfindung nicht jeder Zahn abgeschnitten sein, sondern kann er die Gestalt eines Mondes gemäß Darstellung bei 49 in Fig. 3 besitzen. Der Außenradius Ro jedes Zahnrades muß ausreichend größer als der Innendurchmesser Ri sein. Das heißt, das Verhältnis Ro/Ri liegt im allgemeinen im Bereich von 1,1 bis 1,5, und vorzugsweise bei etwa 1,3, wie in Fig. 1 und 2 dargestellt ist. Dieses Verhältnis Ro/Ri beeinflußt die Anzahl der im Eingriff stehenden Zähne, den Berührungsdruck, die Verschleißrate und andere Abmessungen der Getriebe- bzw. Zahnradleistung.
Gemäß Fig. 1 und 2 verursacht die gemeinsame Drehung der Spiralwindungen 7, 12 mittels der Motoren 18, 23 das Pumpen des in den Kammern 15 zwischen den Umfangsbereichen des Windungen eingeschlossenen Fluids in Richtung auf den Auslaßanschluß 34. Während der Drehung kommt jedes Paar miteinander im Eingriff stehender Zähne 40, 45 aufeinanderfolgend zum Eingriff, um die Windungen in ihrer gewünschten Drehbeziehung zu halten. Während des Betriebs ist stets die Berührung mindestens eines Zahnpaares erreichbar, um die Momentenlasten aufzunehmen. Eine Momentenlast zwischen den Spiralen bewirkt im allgemeinen unterschiedliche Berührungsdrücke an mehreren Zahnberührungen. Während der Drehung wiederholt sich der Berührungsdruck an einer Zahnfläche zyklisch einmal je Umdrehung.
Die entsprechende Fläche eines Nachbarzahnes erfährt den gleichen Zyklus des Berührungsdruckes, jedoch um einen Phasenwinkel verschoben, der gleich dem Winkel 2α zwischen den Zähnen ist. Während der Drehung wird der Zahnberührungsdruck glatt von den Zähnen, die außer Eingriff kommen, an diejenigen Zähne weitergegeben, die zum Eingriff kommen.
Als Alternative zu der in Fig. 2 und 3 dargestellten Ausführungsform kann jeder Zahn bei der in Fig. 4 und 5 dargestellten Ausführungsform die Gestalt einer Evolvente 50 besitzen. Jede Evolvente 50 besitzt eine konvexe Fläche 52 und eine konkave Fläche 54. Obwohl nicht besonders dargestellt besitzt das Synchronisiermittel bei der in Fig. 4 und 5 dargestellten Ausführungsform auch zwei Zahnräder, deren jedes Zähne trägt, die von einer kreisförmigen Scheibe aus vorstehen und die miteinander derart kämmen, daß ein konkaver Bereich eines Zahnes an einer Scheibe einen konvexen Bereich eines Zahnes an der anderen Scheibe in direkt analoger Weise zu der vorstehend beschriebenen Ausführungsform berühren kann. Die Evolvente 50 jedes Zahnes 40 ist an einem Innenradius Ri, gemessen vom Zentrum einer Kreisscheibe gemäß Angabe in Fig. 5, und an einem Außenradius Ro abgeschnitten. Der Abstand zwischen den Evolventen 50 ist gemäß Darstellung in Fig. 4 mit 5 bezeichnet. Des weiteren ist die Dicke jeder Evolvente 50 mit T bezeichnet. Gemessen vom Zentrum jedes Zahnrades sind die Abstände S und T durch entsprechende Winkel ΘS und ΘT definiert bzw. bestimmt. Bei Verwendung von N Zahnsegmenten mißt der zu dieser Anzahl von Zahnsegmenten gehörige Winkel ΘN:
ΘN = ΘS + ΘT = 2π/N.
Unterer besonderer Bezugnahme auf Fig. 5 kann der Bogen einer Evolvente mit Bezug auf eine Basisscheibe mit einem Radius RG definiert bzw. bestimmt werden. Der Außendurchmesser Ro der Evolvente bei Annahme als Hypotenuse eines rechtwinkligen Dreiecks mit einem Winkel Θ und der Innenradius Ri können in Abhängigkeit vom Winkel und vom Radius der Kreisscheibe ausgedrückt bzw. definiert werden, und die Evolvente kann entlang der X-Y-Koordinatenachsen unter Berücksichtigung der nachfolgenden Gleichungen angeordnet werden:
Ri = RG(Θi² + 1)
Ro = RG(Θo² + 1) 1/2
X = - RG(sinΘ - cosΘ)
Y = RG(cosΘ + Θ sinΘ).
Fig. 6 dient der Darstellung, daß der geometrische Ort der Zahnradzahnberührungen bei Verwendung einer Evolventen-Verzahnungsanordnung bzw. -ausbildung eine gerade Linie ist, die die Tangente an den die Evolvente erzeugenden Kreis jedes Zahnrades ist. Es ist zu beachten, daß Fig. 5, die zur Berechnung des Bogens einer Evolvente herangezogen worden ist, repräsentativ ist für einen kleinen Bereich des geometrischen Ortes der Zahnradzahnberührungen in Fig. 6. Fig. 6 dient insbesondere der Darstellung, daß dann, wenn der gegenseitige Mittenabstand zwischen den Drehachsen der beiden Zahnräder, die parallel verlaufen, jedoch wie unter Bezugnahme auf die Ausführungsform von Fig. 2 und 3 erörtert versetzt sind, verändert wird, der geometrische Ort der Berührungen nicht beeinflußt wird. Daher liegt das Übersetzungsverhältnis für jeden gegenseitigen Mittenabstand innerhalb des Bereichs von 0 - (S - T)/2 genau bei 1:1, wobei S der Zahnradabstand und T die Dicke der Evolventenverzahnung ist, wie zuvor unter Bezugnahme auf Fig. 24 beschrieben worden ist. Infolge der Tatsache, daß ein exaktes Übersetzungsverhältnis von 1:1 für jeden gegenseitigen Mittenabstand innerhalb des vorgeschriebenen Bereichs gegeben ist, ist Ursache dafür, daß jegliche Art "Ratter"-Effekts, der an den Zahnrädem während des Betriebs infolge der Entwicklung von Berührungsbeanspruchungen zwischen den Paaren miteinander in Eingriff stehender Zähne auftreten kann, in hohem Maß verringert ist.
Ein Rattern kann bei einigen Getriebesystemen mit einem Verhältnis 1:1 auftreten. Rattern ist ein Wort, das ausdrückt, daß sich das Verhältnis, obwohl es im Durchschnitt bei 1:1 liegt, mit dem Durchlauf jedes Zahnradzahns verändert. Beispielsweise kann sich das Verhältnis zwischen den Grenzwerten von 0,98:1,0 und 1,02:1,00 verändern. Bei diesem Beispiel ist die Ratteramplitude 0,02. Wenn das Eingangszahnrad mit einer konstanten Geschwindigkeit angetrieben wird, kann die Wirkung des Ratterns das angetriebene Zahnrad mit der Zahnraddurchlauffrequenz beschleunigen und verzögern. Wenn 16 Zähne an jedem 1:1 Zahnrad vorgesehen sind, erfährt somit das angetriebene Zahnrad 16 Impulse, wobei jeder Impuls das Zahnrad längs eines kleines Winkel je Umdrehung vor und zurück drückt. Mit anderen Worten bewegt sich das angetriebene Zahnrad um einen kleinen Winkel vor und hinter das Antriebszahnrad, dies selbst dann, wenn die Zahnräder das durchschnittliche Verhältnis 1:1 nie verlassen. Ein Rattern ist unerwünscht, weil es unnötige Belastungen an der Zahnradverzahnung schafft und ein Geräusch verursacht. Sowohl das Geräusch als auch die Zahnbelastungen infolge eines Ratterns nehmen mit der Umfangsgeschwindigkeit sehr schnell zu und führen zu einer Einschränkung der Arbeitsgeschwindigkeit, mit der das Getriebesystem arbeiten kann.
Da sich diese Erfindung im allgemeinen auf die Schaffung eines Getriebeantriebssystems zwischen einer ersten Zahnradplatte und einer zweiten Zahnradplatte je mit vorstehenden Zähnen und einem konvexen und einem konkaven Flächenbereich bezieht, zeigt Fig. 7 eine vergrößerte Konfiguration der Berührung von Zahn zu Zahn, die innerhalb des Rahmens der Erfindung ebenfalls verwendet werden kann. Die Ausführungsform von Fig. 7 betrifft ein polygonales Zahnsynchronisiermittel, bei dem die Zahnradzähne Facetten besitzen, die als Tangente an einen Kreis oder eine Evolventenkurve gestaltet sind und eine entsprechende konkave und konvexe Fläche aufweisen. Das durchschnittliche Übersetzungsverhältnis bei einer polygonalen Zahnantriebsanordnung bzw. -ausbildung liegt bei 1:1. Der zuvor erörterte Rattereffekt nimmt ab, wenn der Winkel zwischen den Facetten abnimmt. Daher können polygonale Zahnsynchronisiermittel sowohl die Mond- oder Evolventen-verzahnungsanordnung bzw. -ausbildung der vorausgehenden Ausführungsformen in Abhängigkeit von dem Winkel zwischen den Facetten, der der Anzahl der Seiten des Polygons entspricht, annähern.
Wenn die Getriebeanordnung bzw. -ausbildung bei den zuvor beschriebenen Ausführungsformen bei einer Fluidtransportvorrichtung verwendet wird, neigen die Gesamtgehäusegröße, die Art der Kühlung und weitere sekundäre Merkmale zu einer Einschränkung des Maximaldurchmessers jedes Zahnrades. Die Anzahl der Zahnradzähne ist innerhalb vernünftiger Grenzen frei veränderbar. Die Vergrößerung der Anzahl der Zahnradzähne zur Verbesserung der Leistung des Getriebes führt zu einer Verkleinerung der Zahndicke. Daher besteht für die Anzahl der Zähne ein oberer Grenzwert, der durch sekundäre Wirkungen wie die Zahnreaktion auf eindrehmoment und Zentrifugallasten bei der Reaktion jedes Zahnes beim Biegen und bei Torsion bestimmt ist.
Obwohl die Erfindung unter Bezugnahme auf die Verwendung bei einer Fluidpumpenvorrichtung beschrieben worden ist, ist zu beachten, daß es selbstverständlich ist, daß die Beschreibung ausschließlich Erläuterungszwecken dient und nicht dazu, die Erfindung auf die Konfiguration der beschriebenen Ausführungsform zu beschränken. Das einzigartige Getriebesystem kann in jedem Umfeld verwendet werden, wo zwei Getriebeplatten eine relative Umlaufbewegung zwischeneinander erforderlich machen. Es ist daher beabsichtigt, daß die Erfindung nur durch den Umfang der nachfolgenden Ansprüche und nicht durch die beschriebenen Beispiele beschränkt ist.

Claims

1. Getriebesystem zur Verwendung bei Antriebssystemen mit relativem Zahnradumlauf, umfassend:

eine erste Zahnradplatte (5), die um eine erste Achse (9) drehbar ist, wobei die erste Zahnradplatte eine Vielzahl von sich axial erstreckenden Zähnen (49) aufweist, die an einem ersten Teilkreis angeordnet und um diesen herum in Umfangsrichtung äquidistant beabstandet sind;

eine zweite Zahnradplatte (10), die um eine zweite Achse (14) drehbar ist, die parallel zu der ersten Achse verläuft und von dieser in Seitenrichtung um einen Abstand beabstandet ist, der im wesentlichen gleich einem Umlaufradius Ror ist, wobei die zweite Zahnradplatte eine Vielzahl von sich axial erstreckenden Zähnen (45) aufweist, die an einem zweiten Teilkreis angeordnet und an diesem in Umfangsrichtung äquidistant beabstandet sind;

wobei die Vielzahl von Zähnen an der ersten Platte in Hinblick auf einen gegenseitigen Eingriff mit der Vielzahl von Zähnen an der zweiten Platte derart angeordnet sind, daß eine relative Kreisbewegung der einen Zahnradplatte relativ zu der anderen Zahnradplatte verhindert ist, während eine Umlaufbewegung der einen Zahnradplatte relativ zur anderen Zahnradplatte aufgenommen wird;

wobei jeder Zahn der ersten und der zweiten Zahnradplatte einen sich axial erstreckenden, konvexen Flächenbereich (42) und einen gegenüberliegenden, sich axial erstreckenden, konkaven Flächenbereich (43) derart aufweist, daß jedes Paar miteinander im Eingriff stehender Zähne in einem Flächeneingriff mit dem konvexen Flächenbereich eines Zahnes, der konform zu dem konkaven Flächenbereich des anderen Zahneb ausgebildet ist, steht und mit diesem in Eingriff steht.

2. Fluidtransportvorrichtung mit einem Getriebesystem nach Anspruch 1, wobei die Fluidtransportvorrichtung daruber hinaus mindestens ein Paar miteinander kämmender, sich axial erstreckender Evoluten-Spiralwindungen (7, 12) mit Evoluten- Zentren (9, 14) aufweist, die zwischen einander mindestens eine Kammer (15) begrenzen, die sich in Radialrichtung zwischen einer Einlaßzone (34) und einer Auslaßzone bewegt, wenn eine Windung entlang einer kreisformigen Bahn um ein Umlaufzentrum herum relativ zu der anderen Windung im Umlauf bewegt wird, wobei Windungsabstützmittel (5, 10) an dem mindestens einen Paar von Evoluten-Spiralwindungen befestigt sind und dieses mindestens eine Paar abstützen,

mit Mitteln zum Anbringen der Windungsabstützmittel mit der Möglichkeit zu einer relativen Umlaufbewegung der Windungen zueinander um einen Umlaufradius und mit Synchronisiermitteln, die in Hinblick auf die Verhinderung einer Relativdrehung einer Windung relativ zu der anderen unabhängig von der Umlaufbewegung der einen Windung relativ zu der anderen angeordnet sind, wobei die Windungsabstützmittel erste und zweite Zahnradplatten aufweisen und die Synchronisiermittel die Vielzahl miteinander im Eingriff stehender Zähne (40, 45) umfassen, die an der ersten und der zweiten Platte angebracht sind.

3. Fluidtransportvorrichtung nach Anspruch 2, gekennzeichnet durch eigenständige Antriebseinrichtungen (18, 23), die jeweils mit einer Zahnradplatte zur Drehbewegung der Zahnradplatten verbunden sind.

4. Fluidtransportvorrichtung nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß alle Zähne im wesentlichen identisch sind und die Form mindestens eines Segments eines mondförmigen Elements mit einem Radius RL der konkaven Fläche und einem Radius RS der konvexen Fläche besitzen.

5. Fluidtransportvorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Radius RL der konkaven Fläche jedes Zahnes von einem zugehörigen ersten Punkt auf dessen zugehörigen Teilkreis gemessen ist und daß der Radius RS der konvexen Fläche von einem zweiten Punkt aus gemessen ist, der an dessen Teilkreis in einem vorbestimmten Abstand von dem ersten Punkt angeordnet ist, wobei der vorbestimmte Abstand auf der Grundlage der ausgewählten Anzahl von Zähnen an jeder Zahnradplatte und dem Radius des Teilkreises berechnet wird.

6. Fluidtransportvorrichtung nach irgendeinem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die maximale Dicke jedes Zahnes gleich ist:

t = 2 RP Sin (a/2) - ROR

wobei:

t = maximale Zahndicke

RP = Teilkreisradius

a = 180/N

N = Anzahl der äquidistant angeordneten Zähne

ROR = Radius des Umlaufkreises ist.

7. Fluidtransportvorrichtung nach irgendeinem der Ansprüche 2 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß alle Zähne die Form eines abgeschnittenen mondförmigen Elements besitzen.

8. Fluidtransportvorrichtung nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß alle Zähne die Form von abgeschnittenen Evoluten besitzen.

9. Fluidtransportvorrichtung nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß alle Zähne die Form von vielflächigen Vielecken besitzen.