EP0793038B1 - Stirnradgetriebe für den Antrieb einer Walze - Google Patents

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EP0793038B1
EP0793038B1 EP96120229A EP96120229A EP0793038B1 EP 0793038 B1 EP0793038 B1 EP 0793038B1 EP 96120229 A EP96120229 A EP 96120229A EP 96120229 A EP96120229 A EP 96120229A EP 0793038 B1 EP0793038 B1 EP 0793038B1
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EP
European Patent Office
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pinion
bearing
self
spur gear
gear transmission
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EP96120229A
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English (en)
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EP0793038A2 (de
EP0793038A3 (de
Inventor
Joachim Dr. Grabscheid
Christian Schiel
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Voith Patent GmbH
Original Assignee
Voith Paper Patent GmbH
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    • D—TEXTILES; PAPER
    • D21—PAPER-MAKING; PRODUCTION OF CELLULOSE
    • D21G—CALENDERS; ACCESSORIES FOR PAPER-MAKING MACHINES
    • D21G1/00—Calenders; Smoothing apparatus
    • D21G1/0006—Driving arrangements
    • D21G1/0013—Driving arrangements for controlled deflection rolls

Definitions

  • the present invention relates to a spur gear for the drive of a roller, one end of which is via a self-aligning bearing is mounted on a support stand, with a rigid with one end of the roller connected external ring gear, one with the drivable pinion meshing with the external ring gear, which is designed as a hollow body and via a self-aligning bearing is mounted on the support frame, one to the side of the pinion arranged drive shaft, which with one end the pinion is rotatably coupled, and one next to the pinion pendulum bearing arranged, also supported on the support frame additional support bearing for the pinion, which for Allowing a pinion tilt a radial play having.
  • rollers of this type are, for example, deflection adjusting rolls or suction rolls like those in the paper industry, for example in drainage presses, smoothing units and the like be applied. Such rollers have a roller shell around a fixed support is rotatable.
  • the crowning of the tooth flanks has the advantage of one transferable torque limiting inclined load distribution with mitigate high edge pressure. However, it can only be small be otherwise the transferable power decreases again. The radial play is therefore chosen to be small.
  • the invention has for its object a spur gear of the type mentioned in such a way that the problems mentioned are overcome.
  • the Load distribution on the tooth flanks of the pinion improved and the flexion angle between the drive shaft and clutch is reduced the force distribution across the tooth width to make it more uniform and the transferable performance too increase.
  • Another advantage of the spur gear according to the invention consists in that on the coupling between the drive shaft and pinion reaction forces occurring at least partially through the additional arranged in the drive shaft Support bearings are taken up and compensated. This too the load distribution on the tooth flanks is evened out of the pinion. Due to the small distance of the coupling between drive shaft and pinion from the pinion pendulum bearing also reduces the deflection of the Clutch and thus the difference between the Deflection of the coupling between a coupling shaft trained drive shaft and the pinion on the one hand and the clutch shaft and that driven by the roller drive Driving sleeve on the other hand. The two clutches can therefore with the same size for higher loads be interpreted.
  • the pinion drive shaft can be directly coupled to the pinion be so that the existing in the known spur gear
  • the flange is omitted. This reduces the moment of inertia of the pinion and its critical increases Rotational speed.
  • the power limit of the transmission according to the invention is increased compared to the known transmission.
  • the additional, preferably designed as a self-aligning bearing Support bearing can the radial play between the outer ring of the Self-aligning bearings and the inner diameter of the drive shaft or between the inner ring of the self-aligning bearing and the outer diameter of the bearing pin can be provided. But it can also a sleeve shrunk into the inner ring of the self-aligning bearing be provided, the game then between this and the outer diameter of the bearing pin is present.
  • the spur gear according to the invention is particularly for uses a roller which is designed as a hollow roller, and in which the roller pendulum bearing essentially in the middle is arranged within the outer ring gear.
  • This configuration causes the outer ring gear when the Roll cover only tilts around its center and the Distance between the axes of the external ring gear and the pinion does not change.
  • the spur gear according to the invention used for a deflection adjustment roller.
  • Fig. 1 shows a roller 1, one end 2 over a Self-aligning bearing 3 is mounted on a support frame 4 and one External ring gear 5.
  • the external ring gear 5 meshes with a pinion 6 designed as a hollow body, which via a self-aligning bearing 7 is also mounted on the support frame 4 and is driven by a clutch shaft 8, the pinion end 9 is coupled to the pinion 6.
  • the Roll 1 is designed as a hollow roll, the roll shell 10 is rotatable about a fixed support 11, which is also mounted in the support frame 4.
  • the coupling shaft 8 is in a drive sleeve 12 with internal teeth 13 arranged, which via two roller bearings 14 and 15 stored in a bearing plate 16 of the support frame 4 and is driven by a drive pin 17.
  • the internal toothing 13 of the drive sleeve 12 meshes with an external toothing 18 on the pinion-distant end 19 of the clutch shaft 8 this transmits rotation of the drive pin 17 on the clutch shaft 8.
  • the coupling shaft 8 has a further external toothing 20 which meshes with an internal toothing 21 of the pinion 6, so that the rotation of the drive pin 17 on the Coupling shaft 8 finally transmits to the pinion 6.
  • the Internal toothing 21 of the pinion 6 is located directly next to it the centrally located self-aligning bearing 7 of the pinion 6, so that the coupling shaft 8 laterally directly to the self-aligning bearing 7 connects.
  • the coupling shaft 8 is designed as a hollow shaft, which has a recess 22 at its pinion-side end 9, which receives a self-aligning bearing 23.
  • the self-aligning bearing 23 is mounted on a journal 24, which on the support bracket 4 is attached and also the self-aligning bearing 7 of the pinion 6 wears.
  • the self-aligning bearing 23 thus acts as a support bearing for the pinion 6, which counteracts tilting of the pinion 6.
  • a radial play can be provided, which tilts of the pinion 6 by a predetermined amount.
  • the inner ring of the self-aligning bearing 23 can, as shown, also be shrunk a sleeve 27, the Inside diameter is larger than the desired amount the outer diameter of the journal 24.
  • the pinion 6 can therefore around the normal force to be transmitted one to the line of engagement of the toothing with the external ring gear 5 Twist the vertical axis.
  • the clutch 20 is 21 between clutch shaft 8 and pinion 6 preferably between the self-aligning bearing 7 of the pinion 6 and that in the clutch shaft 8 arranged as a support bearing pendulum bearing 23rd arranged.
  • the distance k between the clutch 20, 21 and the middle plane I of the pinion pendulum bearing 7 is thereby minimal.
  • the clutch shaft 8 is directly with the Pinion 6 coupled.
  • the pinion 6 has few parts on and has a low moment of inertia. This results in in addition to a good load distribution on the tooth flanks of the Pinion 6 is a high critical speed of the pinion 6.
  • the good load distribution is further favored by the fact that the coupling forces between pinion 6 and clutch shaft 8 at least partially by the self-aligning bearing 23 in the clutch shaft 8 can be compensated. Due to the proximity of the clutch 20, 21 to the central plane I of the pinion pendulum bearing 7 is also the bending angle between pinion 6 and coupling shaft 8 and between clutch shaft 8 and drive sleeve 12 small, so that overall a spur gear with a very good power transmission is obtained on the roll shell 10. Next A high degree of efficiency also results in a reduced one Wear.

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  • Gear Transmission (AREA)

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Stirnradgetriebe für den Antrieb einer Walze, deren eines Ende über ein Pendellager an einem Abstützbock gelagert ist, mit einem starr mit dem einen Ende der Walze verbundenen Außenzahnkranz, einem mit dem Außenzahnkranz kämmenden, antreibbaren Ritzel, welches als Hohlkörper ausgebildet und über ein Pendellager am Abstützbock gelagert ist, einer seitlich zum Ritzel angeordneten Antriebswelle, welche mit ihrem einen Ende mit dem Ritzel drehgekuppelt ist, und einem neben dem Ritzelpendellager angeordneten, ebenfalls am Abstützbock abgestützten zusätzlichen Stützlager für das Ritzel, welches zur Ermöglichung einer Ritzelverkippung ein radiales Spiel aufweist.
Ein derartiges Stirnradgetriebe ist aus der DE 38 04 225 A1 bekannt. Walzen dieser Art sind beispielsweise Durchbiegungseinstellwalzen oder Saugwalzen wie sie in der Papierindustrie, beispielsweise in Entwässerungspressen, Glättwerken u.dgl. angewendet werden. Derartige Walzen weisen einen Walzenmantel auf, der um einen feststehenden Träger rotierbar ist.
Wenn sich beim Betrieb einer solchen Walze unter Last der Walzenmantel durchbiegt, so neigt sich der mit dem Walzenmantel fest verbundene Außenzahnkranz ein wenig zusammen mit dem Endbereich des Walzenmantels relativ zu dem nicht neigbaren Getriebegehäuse, das zugleich als Abstützbock für die gesamte Walze dient.
Das Neigen des Außenzahnkranzes führt aufgrund der relativen Verkippung gegenüber dem Ritzel zu einem Kantentragen der beiderseitigen Verzahnung. Dies könnte zwar dadurch vermieden werden, daß das Ritzel im Getriebegehäuse so gelagert wird, daß die Eingriffslinie der Verzahnung mit dem Außenzahnkranz senkrecht zur Durchbiegungsrichtung des Walzenmantels verläuft. Diese Bedingung ist aber nur schwer exakt einzuhalten und außerdem auch nur jeweils für eine Drehrichtung des Walzenmantels. Darüber hinaus würde die Gestaltung des Lagergehäuses eingeschränkt.
Bei dem genannten bekannten Stirnradgetriebe wird daher das Ritzel kugelig gelagert. Die Zahnflanken legen sich demzufolge entsprechend der zu übertragenden Normalkraft ohne Kantentragen entlang einer gemeinsamen Flankenlinie aneinander an und man kann die Lage des Ritzels bezüglich der Durchbiegungsrichtung des Walzenmantels willkürlich wählen.
Dabei ist aber noch ein Freiheitsgrad des Ritzels einzuschränken, nämlich die Verkippung des Ritzels um die zur Eingriffslinie parallele Zentralachse des Ritzels aufgrund des ein Reibmoment erzeugenden Versatzes der Achsen des Ritzels und der das Ritzel antreibenden Welle. Dies erfolgt bei dem bekannten Stirnradgetriebe durch ein neben dem Ritzelpendellager vorgesehenes zusätzliches Stützlager, welches gegenüber dem Ritzel ein radiales Spiel aufweist, so daß das Ritzel in eine definierte Lage verkippt. Durch die Verkippung verschränken sich die gemeinsamen Flankenlinien und die Linienberührung der Zahnflanken geht in eine Punktberührung über. Auf diese Weisc wird praktisch eine Balligkeit der Zahnflanken durch einen kinematischen Effekt erzeugt.
Die Balligkeit der Zahnflanken hat den Vorteil, eine das übertragbare Moment begrenzende schräge Lastverteilung mit hoher Kantenpressung abzumildern. Sie darf jedoch nur klein sein, da die übertragbare Leistung sonst wieder abnimmt. Das radiale Spiel wird daher nur klein gewählt.
Es tritt jedoch das Problem auf, daß aufgrund des zusätzlichen Stützlagers neben dem Pendellager dieses Ritzels der Abstand der Kupplung zwischen Antriebswelle und Ritzel von der Mittelebene des Ritzelpendellagers relativ groß ist. Dieser relativ große Abstand bewirkt eine schräge Lastverteilung an den Zahnflanken des Ritzels, da durch die Reibung in der Zahnkupplung zwischen Ritzel und der Ritzelantriebswelle relativ große Reaktionsmomente und -kräfte erzeugt werden, die sich teilweise auch an den kämmenden Zahnflanken des Ritzels abstützen.
Darüber hinaus bewirkt die beim Betrieb der Walze auftretende Ritzelverkippung eine vergleichsweise große zusätzliche Auslenkung der Kupplung zwischen Antriebswelle und Ritzel. Bei Ausgestaltung der Antriebswelle als Kupplungswelle zwischen einer vom Walzenantrieb angetriebenen Treibhülse und dem Ritzel folgt daraus zusätzlich ein relativ großer Unterschied der Beugewinkel der Kupplung zwischen Kupplungswelle und Ritzel einerseits sowie Kupplungswelle und Treibhülse andererseits.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Stirnradgetriebe der eingangs genannten Art so weiterzubilden, daß die genannten Probleme überwunden werden. Insbesondere soll die Lastverteilung an den Zahnflanken des Ritzels verbessert und der Beugewinkel zwischen Antriebswelle und Kupplung verringert werden, um die Kraftverteilung über die Zahnbreite gleichförmiger zu gestalten und die übertragbare Leistung zu erhöhen.
Diese Aufgabe wird bei einem solchen Stirnradgetriebe dadurch gelöst, daß das ritzelseitige Ende der Antriebswelle eine Ausnehmung aufweist und daß das zusätzliche Stützlager des Ritzels in der Ausnehmung der Antriebswelle untergebracht ist.
Durch die Anordnung des zusätzlichen Stützlagers im Inneren der Antriebswelle entfällt der entsprechende Platzbedarf im Ritzel, so daß die Antriebswelle näher am Ritzelpendellager angeordnet werden kann und dadurch die Kupplung zwischen Antriebswelle und Ritzel einen kleineren Abstand zur Mittelebene des Ritzelpendellagers aufweist. Die Reaktionsmomente und -kräfte sind dadurch geringer und es ergibt sich eine gleichmäßigere Lastverteilung an den Zahnflanken des Ritzels. Bevorzugt ist die Kupplung zwischen Antriebswelle und Ritzel dem Ritzelpendellager direkt benachbart angeordnet.
Ein weiterer Vorteil des erfindungsgemäßen Stirnradgetriebes besteht darin, daß die an der Kupplung zwischen Antriebswelle und Ritzel auftretenden Reaktionskräfte zumindest teilweise durch das in der Antriebswelle angeordnete zusätzliche Stützlager aufgenommen und kompensiert werden. Auch hierdurch vergleichmäßigt sich die Lastverteilung auf den Zahnflanken des Ritzels. Durch den kleinen Abstand der Kupplung zwischen Antriebswelle und Ritzel vom Ritzelpendellager verringert sich darüber hinaus auch die Auslenkung der Kupplung und damit auch der Unterschied zwischen der Auslenkung der Kupplung zwischen einer als Kupplungswelle ausgebildeten Antriebswelle und dem Ritzel einerseits und der Kupplungswelle und der vom Walzenantrieb angetriebenen Treibhülse andererseits. Die beiden Kupplungen können dadurch bei gleicher Baugröße für höhere Belastungen ausgelegt werden.
Die Ritzelantriebswelle kann direkt mit dem Ritzel gekoppelt werden, so daß der bei dem bekannten Stirnradgetriebe vorhandene Flansch entfällt. Hierdurch verringert sich das Trägheitsmoment des Ritzels und erhöht sich dessen kritische Drehzahl. Die Leistungsgrenze des erfindungsgemäßen Getriebes ist gegenüber dem bekannten Getriebe dadurch erhöht.
Durch Anordnung des Ritzelpendellagers und des zusätzlichen Stützlagers auf einem gemeinsamen, im Abstützbock ruhenden Lagerzapfen ergibt sich eine besonders einfache Ausgestaltung.
Bei dem bevorzugt als Pendellager ausgebildeten zusätzlichen Stützlager kann das radiale Spiel zwischen dem Außenring des Pendellagers und dem Innendurchmesser der Antriebswelle oder zwischen dem Innenring des Pendellagers und dem Außendurchmesser des Lagerzapfens vorgesehen sein. Es kann aber auch eine in den Innenring des Pendellagers eingeschrumpfte Hülse vorgesehen sein, wobei das Spiel dann zwischen dieser und den Außendurchmesser des Lagerzapfens vorhanden ist.
Das erfindungsgemäße Stirnradgetriebe wird insbesondere für eine Walze verwendet, die als Hohlwalze ausgebildet ist, und bei welcher das Walzenpendellager im wesentlichen mittig innerhalb des Außenzahnkranzes angeordnet ist. Diese Ausgestaltung bewirkt, daß der Außenzahnkranz bei Belastung des Walzenmantels nur um seinen Mittelpunkt kippt und sich der Abstand der Achsen des Außenzahnkranzes und des Ritzels nicht ändert. Insbesondere wird das erfindungsgemäße Stirnradgetriebe für eine Durchbiegungseinstellwalze verwendet.
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und wird nachfolgend beschrieben. Die einzige Figur zeigt in schematischer Schnittdarstellung ein erfindungsgemäßes Stirnradgetriebe und das zugehörige Ende einer Walze.
Fig. 1 zeigt eine Walze 1, deren eines Ende 2 über ein Pendellager 3 an einem Abstützbock 4 gelagert ist und einen Außenzahnkranz 5 aufweist. Der Außenzahnkranz 5 kämmt mit einem als Hohlkörper ausgebildeten Ritzel 6, welches über ein Pendellager 7 ebenfalls auf dem Abstützbock 4 gelagert und durch eine Kupplungswelle 8 angetrieben ist, deren ritzelseitiges Ende 9 mit dem Ritzel 6 gekuppelt ist. Die Walze 1 ist als Hohlwalze ausgebildet, deren Walzenmantel 10 um einen feststehenden Träger 11 rotierbar ist, welcher ebenfalls in dem Abstützbock 4 gelagert ist.
Die Kupplungswelle 8 ist in einer Treibhülse 12 mit Innenverzahnung 13 angeordnet, welche über zwei Wälzlager 14 und 15 in einem Lagerschild 16 des Abstützbocks 4 gelagert und über einen Antriebszapfen 17 angetrieben ist. Die Innenverzahnung 13 der Treibhülse 12 kämmt mit einer Außenverzahnung 18 an dem ritzelfernen Ende 19 der Kupplungswelle 8. Auf diese Weise überträgt sich eine Drehung des Antriebszapfens 17 auf die Kupplungswelle 8. An ihrem ritzelnahen Ende 9 weist die Kupplungswelle 8 eine weitere Außenverzahnung 20 auf, die mit einer Innenverzahnung 21 des Ritzels 6 kämmt, so daß sich die Drehung des Antriebszapfens 17 über die Kupplungswelle 8 schließlich auf das Ritzel 6 überträgt. Die Innenverzahnung 21 des Ritzels 6 befindet sich direkt neben dem mittig angeordneten Pendellager 7 des Ritzels 6, so daß die Kupplungswelle 8 seitlich unmittelbar an das Pendellager 7 anschließt.
Die Kupplungswelle 8 ist als Hohlwelle ausgebildet, welche an ihrem ritzelseitigen Ende 9 eine Ausnehmung 22 aufweist, welche ein Pendellager 23 aufnimmt. Das Pendellager 23 ist auf einem Lagerzapfen 24 gelagert, welcher an dem Abstützbock 4 befestigt ist und auch das Pendellager 7 des Ritzels 6 trägt. Das Pendellager 23 wirkt somit als Stützlager für das Ritzel 6, welches einem Verkippen des Ritzels 6 entgegenwirkt.
Zwischen dem Außenring 25 des Pendellagers 23 und dem Innenumfang der Kupplungswelle 8 oder zwischen dem Innenring 26 des Pendellagers 23 und dem Außenumfang des Lagerzapfens 24 kann ein radiales Spiel vorgesehen sein, welches ein Verkippen des Ritzels 6 um einen vorgegebenen Betrag zuläßt. In den Innenring des Pendellagers 23 kann aber, wie dargestellt, auch eine Hülse 27 eingeschrumpft sein, deren Innendurchmesser um den gewünschten Betrag größer ist als der Außendurchmesser des Lagerzapfens 24. Das Ritzel 6 kann sich daher entsprechend der zu übertragenden Normalkraft um eine zur Eingriffslinie der Verzahnung mit dem Außenzahnkranz 5 senkrechte Achse verdrehen. Aufgrund des Achsversatzes zwischen der Kupplungswelle 8 und dem Ritzel 6 und dem dadurch erzeugten Reibmoment verkippt das Ritzel 6 außerdem um eine zur Eingriffslinie parallele Achse soweit es das Spiel zuläßt, so daß sich eine definierte Lage des Ritzels 6 ergibt, in welcher eine Balligkeit der Ritzelverzahnung kinematisch nachgebildet ist.
Aufgrund der Kupplung zwischen Ritzel 6 und Kupplungswelle 8 mittels zweier Zahnkränze 20 und 21 kann sich das Ritzel 6 auch gegenüber der Kupplungswelle 8 neigen, wobei die auftretenden Neigung aufgrund des geringen Abstandes k zwischen der Mittelebene I des Ritzelpendellagers 7 und der Kupplung 20, 21 zwischen Kupplungswelle 8 und Ritzel 6 verhältnismäßig klein ist.
Wie man in der Zeichnung erkennen kann, ist die Kupplung 20, 21 zwischen Kupplungswelle 8 und Ritzel 6 bevorzugt zwischen dem Pendellager 7 des Ritzels 6 und dem in der Kupplungswelle 8 angeordneten als Stützlager wirkenden Pendellager 23 angeordnet. Der Abstand k zwischen der Kupplung 20, 21 und der Mittelebene I des Ritzelpendellagers 7 ist dadurch minimal. Außerdem ist die Kupplungswelle 8 direkt mit dem Ritzel 6 gekuppelt. Das Ritzel 6 weist dadurch wenig Teile auf und hat ein geringes Trägheitsmoment. Damit ergibt sich neben einer guten Lastverteilung auf den Zahnflanken des Ritzels 6 eine hohe kritische Drehzahl des Ritzels 6.
Die gute Lastverteilung wird noch dadurch begünstigt, daß die Kupplungskräfte zwischen Ritzel 6 und Kupplungswelle 8 zumindest teilweise durch das Pendellager 23 in der Kupplungswelle 8 kompensiert werden. Durch die Nähe der Kupplung 20, 21 zur Mittelebene I des Ritzelpendellagers 7 ist auch der Beugewinkel zwischen Ritzel 6 und Kupplungswelle 8 sowie zwischen Kupplungswelle 8 und Treibhülse 12 klein, so daß insgesamt ein Stirnradgetriebe mit einer sehr guten Kraftübertragung auf den Walzenmantel 10 erhalten wird. Neben einem hohen Wirkungsgrad ergibt sich damit auch ein verringerter Verschleiß.
Bezugszeichenliste
1
Walze
2
Ende von 1
3
Pendellager
4
Abstützbock
5
Außenverzahnung
6
Ritzel
7
Pendellager
8
Kupplungswelle
9
ritzelnahes Ende von 8
10
Walzenmantel
11
Träger
12
Treibhülse
13
Innenverzahnung
14
Wälzlager
15
Wälzlager
16
Lagerschild
17
Antriebszapfen
18
Außenverzahnung
19
ritzelfernes Ende von 8
20
Außenverzahnung
21
Innenverzahnung
22
Ausnehmung
23
Pendellager
24
Lagerzapfen
25
Außenring
26
Innenring
27
Hülse
I
Mittelebene von 7
k
Abstand

Claims (10)

  1. Stirnradgetriebe für den Antrieb einer Walze (1), deren eines Ende (2) über ein Pendellager (3) an einem Abstützbock (4) gelagert ist, mit einem starr mit dem einen Ende (2) der Walze (1) verbundenen Außenzahnkranz (5), einem mit dem Außenzahnkranz (5) kämmenden, antreibbaren Ritzel (6), welches als Hohlkörper ausgebildet und über ein Pendellager (7) am Abstützbock (4) gelagert ist, einer seitlich zum Ritzel (6) angeordneten Antriebswelle (8), welche mit ihrem einen Ende (9) mit dem Ritzel (6) drehgekuppelt ist, und einem neben dem Ritzelpendellager (7) angeordneten, ebenfalls am Abstützbock (4) abgestützten zusätzlichen Stützlager (23) für das Ritzel (6), welches zur Ermöglichung einer Ritzelverkippung ein radiales Spiel aufweist,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß das ritzelseitige Ende (9) der Antriebswelle (8) eine Ausnehmung (22) aufweist und daß das zusätzliche Stützlager (23) des Ritzels (6) in der Ausnehmung (22) der Antriebswelle (8) untergebracht ist.
  2. Stirnradgetriebe nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Kupplung (20, 21) zwischen Antriebswelle (8) und Ritzel (6) dem Ritzelpendellager (7) benachbart angeordnet ist.
  3. Stirnradgetriebe nach Anspruch 1 oder 2,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Antriebswelle (8) direkt mit dem Ritzel (6) gekuppelt ist.
  4. Stirnradgetriebe nach Anspruch 3,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Antriebswelle (8) an ihrem ritzelseitigen Ende (9) eine Außenverzahnung (20) aufweist, dic mit einer Innenverzahnung (21) des Ritzels (6) in Eingriff steht.
  5. Stirnradgetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß das Ritzelpendellager (7) und das zusätzliche Stützlager (23) auf einem gemeinsamen, im Abstützbock (4) ruhenden Lagerzapfen (24) angeordnet sind.
  6. Stirnradgetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß das zusätzliche Stützlager (23) als Pendellager ausgebildet ist.
  7. Stirnradgetriebe nach Anspruch 6,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß das radiale Spiel zwischen dem Außenring (25) des Pendellagers (23) und dem Innendurchmesser der Antriebswelle (8) vorgesehen ist.
  8. Stirnradgetriebe nach Anspruch 6,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß das radiale Spiel zwischen dem Innenring (26) des Pendellagers (23) und dem Außendurchmesser des Lagerzapfens (24) vorgesehen ist.
  9. Stirnradgetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Walze (1) als Hohlwalze ausgebildet ist und daß das Walzenpendellager (3) im wesentlichen mittig innerhalb des Außenzahnkranzes (5) angeordnet ist.
  10. Stirnradgetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Walze (1) als Durchbiegungseinstellwalze ausgebildet ist.
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Application Number Priority Date Filing Date Title
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DE19607678A DE19607678C1 (de) 1996-02-29 1996-02-29 Stirnradgetriebe für den Antrieb einer Walze

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EP0793038A2 EP0793038A2 (de) 1997-09-03
EP0793038A3 EP0793038A3 (de) 1998-04-29
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DE (2) DE19607678C1 (de)

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Publication number Priority date Publication date Assignee Title
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EP0793038A2 (de) 1997-09-03
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