WO2006056154A1

WO2006056154A1 - Zahnradgetriebe für hohe umsetzungen

Info

Publication number: WO2006056154A1
Application number: PCT/DE2005/001952
Authority: WO
Inventors: Frank Wilhelms
Original assignee: Stiftung Alfred-Wegener-Institut Für Polar- Und Meeresforschung
Priority date: 2004-11-28
Filing date: 2005-11-02
Publication date: 2006-06-01
Also published as: DE102004058032A1

Abstract

Getriebe mit hohen Umsetzungen (Über-/Untersetzungen) werden für Roboterarme, Rücksitzverstellungen in Autos, Verstelltische usw. benötigt. Bisher verwendete Getriebe sind entweder uneffektiv, schwer und unhandlich oder aufwändig in der Herstellung mit Spezialteilen. Die Erfindung beschreibt ein einfaches, leichtes Zahnradgetriebe (ZG) mit sehr weitem Umsetzungsratenbereich als Zusammensetzung aus einer ersten Getriebestufe als Umkehrgetriebe (UG) und einer zweiten Getriebestufe als Differentialgetriebe (DG), die bevorzugt als Planetengetriebe mit Zahnrädern mit Stirn- oder Kegelverzahnung ausgebildet sein können. Dabei sind bei Getrieben in gerader oder winkliger Bauform die Einzelumsetzungen von größten gemeinsamen ganzzahligen Teilern bestimmter Paarungen von Verzahnungen geprägt. Die Gesamtumsetzung ist von der Differenz der in ihrer Größe beliebigen Einzelumsetzungen der bestimmten Paarungen abhängig. Bei Getrieben mit gerader Bauform ist zusätzlich das übertragene Drehmoment auf zwei Kraftstränge aufgeteilt, die ihren Weg über zwei mechanisch voneinander getrennte Wellen nehmen. Bei gegebener Antriebsdrehrichtung können beide Abtriebsdrehrichtungen und ein Umsetzungsratenbereich von 1 :1 bis 1 :mehreren Tausend erzielt werden.

Description

Zahnradgetriebe für hohe Umsetzungen

Beschreibung

Die Erfindung bezieht sich auf Zahnradgetriebe für hohe Umsetzungen mit

- einer Antriebsachse,

- einer von der Antriebsachse getriebenen ersten Getriebestufe mit einer Funktion als Umkehrgetriebe mit einer ersten Zahnradkombination,

- zumindest einer weiteren mit der ersten Getriebestufe in Reihe geschalteten Getriebestufe mit einer Funktion als Differentialgetriebe mit einer weiteren

Zahnradkombination und

- einer von der weiteren Getriebestufe getriebenen Abtriebsachse, und mit

- einer Aufteilung der Antriebskraft auf zwei Kraftstränge in der als Umkehrgetriebe wirkenden ersten Getriebestufe und einer Einleitung der beiden Kraftstränge in die Krafteingänge der als Differentialgetriebe wirkenden weiteren Getriebestufe, und mit

- vorgegebenen Zähnezahlverhältnissen für mechanisch bestimmte Paarungen von innerhalb oder zwischen den Zahnradkombinationen korrespondierenden Zahnrädern oder Verzahnungsbereichen.

Stand der Technik

Getriebe können aus verschiedenen Gründen zu Kombinationen aus verschiedenen Stufen, auch unterschiedlicher Funktionsweise, verschaltet werden. Ein wesentlicher Grund ist, hohe Umsetzungen, d.h. sowohl Übersetzungen als auch Untersetzungen, zu erzielen. Einstufige Standardgetriebe für hohe Umsetzungen im Bereich von zum Beispiel mehr als 50:1 bzw 1 :50 sind wegen der enorm groß werdenden Zahnräder kaum noch zu realisieren, unhandlich und unwirtschaftlich. Die Verwendung von hoch umsetzenden Schneckengetrieben ergibt zunächst eine Drehung der Achsen gegeneinander um 90°, die gegebenenfalls durch eine zweite Stufe wieder aufgehoben werden muss. Weiterhin haben solche Getriebe einen niedrigen Wirkungsgrad. Die Reihenschaltung von Standardgetriebestufen mit versetzten Achsen ist eine weit verbreitete Technik zur Erzielung hoher Umsetzungen, beispielsweise bei elektrischen Synchronuhren. Bei Anwendungen höherer Leistung wird ein mehrstufiges Standardgetriebe schnell sehr schwer. Außerdem verschlechtert jede Stufe den Wirkungsgrad eines Getriebes und daher sind Getriebe mit vielen Stufen für Hochleistungsanwendungen nicht brauchbar. Wenn an Stelle eines mehrstufigen Standardgetriebes mit einem kleinen, schnell laufenden Motor ein Standardgetriebe mit wenigen oder nur einer Stufe und langsam laufendem Motor eingesetzt würde, ergäbe sich kein Vorteil, da langsam laufende Motoren ihrerseits schwer, unhandlich und teuer sind. Getriebe mit anderen Funktionsprinzipien als Zahnradgetriebe, zum Beispiel hydraulische Getriebeformen, weisen auf Grund ihres systembedingten Schlupfs nicht die für einige wichtige Anwendungen hohe Reproduzierbarkeit der Stellung auf. Hohe Reproduzierbarkeit der Stellung bei niedrigen Drehzahlen und großem Drehmoment wird bei den Antrieben von Roboterarmen benötigt. Diese müssen bei Einsatz in der Massenfertigung einen programmierten Arbeitsgang mit hoher Präzision sehr oft hintereinander ausführen. Dabei wird bei relativ niedrigen Winkelgeschwindigkeiten ein hohes Drehmoment für die auszuführenden Teilkreisbewegungen mit Lasten verlangt. Daher können die Gelenke nicht noch zusätzlich mit schweren Standardgetrieben belastet werden, sondern es müssen kompakte, aus wenigen Stufen kombinierte Getriebe zum Einsatz kommen. Vorteilhaft für die Kompaktheit und Wirtschaftlichkeit eines Getriebes für niedrige

Winkelgeschwindigkeit bei hohem Drehmoment wirkt es sich aus, wenn es durch hohe Umsetzung von einem kleinen und billigen, hoch drehenden Motor angetrieben werden kann. Eine andere Anwendung für derartige Getriebe ist die Gewinnung von Bohrkernen aus Gestein oder Eis mit Hohlbohrern bei niedriger Drehzahl. Für die geschilderten Anwendungen ist es meist vorteilhaft, wenn es sich bei den Getrieben um koaxiale Formen handelt, das heißt Formen, bei denen Antriebs- und Abtriebsachse in einer gemeinsamen Linie liegen.

Neben den Standardgetrieben, die bei mehrstufiger Ausführung auch über koaxiale Antriebs- und Abtriebsachsen verfügen können, kommen für kompakte Getriebe mit höheren und hohen Umsetzungen auch andere Getriebeformen in Frage. Die EP 1 270 995 A1 beschreibt ein einstufiges Getriebe mit Präzessionsbewegung. Eine Antriebsachse treibt eine Taumelscheibe an, die einem an einem Gehäuse gegen Drehung fixierten aber eine Taumelbewegung zulassenden stirnverzahnten Zahnrad ihre

Präzessionsbewegung mitteilt. Ein solches Zahnrad wird auch Kronenrad genannt. Die Abtriebsachse wird von einem zweiten Kronenrad gebildet, das die Antriebsachse konzentrisch frei drehbar umfasst und dessen Zähne gegen die des ersten Kronenrads gerichtet sind und in diese derart eingreifen, dass immer nur die aufgrund der Taumelbewegung des ersten Kronenrads gerade am weitesten in Abtriebsrichtung stehenden Zähne im Eingriff sind. Wenn die Zähnezahl beider Kronenräder um eins voneinander abweichen, wird das erste Kronenrad bei jeder abgeschlossenen Taumelbewegung das zweite Kronenrad um einen Zahn weiter geschoben haben, so dass schließlich das frei drehbare Kronenrad und damit die Abtriebsachse genau eine Umdrehung macht, wenn die Antriebsachse eine Umdrehungszahl in der Höhe der Anzahl der Zähne des Abtriebskronen rads macht. Je höher also die Anzahl der Zähne auf den Kronenrädern ist, desto höher ist das Umsetzungsverhältnis. Es wird begrenzt durch die Ausformbarkeit von Zähnen am Umfang. Ein solches Getriebe bietet eine kompakte Bauform mit konzentrischen Achsen und höherer Umsetzung. Das erste Kronenrad muss wegen der Taumelbewegung aufwändig gelagert und über ein federbalgförmiges Element fixiert werden. Das Getriebe hat wegen seiner Einstufigkeit prinzipiell einen guten Wirkungsgrad, der jedoch durch die Kraftverluste der Taumelbewegung und der Reibung im Lager des ersten Kronenrads wieder erheblich gemindert wird. Wegen der problematischen Taumelbewegung ist dieses Getriebe nicht für hohe Eingangsdrehzahlen und größere Übertragungsleistungen geeignet Ein ähnliches Getriebe mit zwei Zahnrädern mit um eins unterschiedlicher Zähnezahl wird in der US 3,160,032 beschrieben. Darin treibt die Antriebsachse eine Exzenterscheibe an, die frei drehbar in einem kreisförmigen ersten Zahnrad mit Außenverzahnung läuft. Dieses ist im

Inneren eines zweiten Zahnrads mit Innenverzahnung und einem Zahn mehr gelagert. Bei jeder Umdrehung der Antriebsachse und damit der Exzenterscheibe wälzt sich das erste Zahnrad am zweiten Zahnrad einmal ab und dreht sich dabei um einen Zahn weiter. Auch hier wird das Übersetzungs- Verhältnis von 1 :Anzahl-Zähne-am-ersten-Zahnrad begrenzt. Ein solches Getriebe bietet ebenfalls eine kompakte Bauform mit konzentrischen Achsen und höherer Umsetzung. Es werden keine aufwändigen Teile benötigt und der Wirkungsgrad ist auch hier prinzipiell gut, wird aber durch die exzentrische Bewegung des ersten Zahnrads deutlich gemindert. Wegen der Exzenter- bewegung ist dieses Getriebe ebenfalls nicht für hohe Eingangsdrehzahlen und größere Übertragungsleistungen geeignet.

Eine weit verbreitete Getriebebauform für mittlere bis hohe Umsetzungen stellen die so genannten Harmonie Drive Getriebe dar. Eine Ausführung eines solchen Getriebes wird beispielsweise von der US 4,625,582 gezeigt. Bei diesen Getrieben greift ein elastisch verformbares und außen verzahntes Zahnrad, das so genannte „flexspline", an zwei einander an den Enden der großen Achse einer Ellipse gegenüberligenden Positionen in ein festes, kreisrundes und innen verzahntes Zahnrad, das so genannte „circular spline", ein. Das feste Zahnrad weist dabei genau zwei Zähne mehr auf als das flexible Zahnrad. Eine von der Antriebsachse angetriebene elliptische Scheibe, der so genannte „wave generator", ist frei drehbar in einer entsprechenden zentralen Öffnung des elastischen Zahnrads gelagert. Bei Drehung der Antriebsachse und damit der elliptischen Scheibe verformt diese das elastische Zahnrad umlaufend ebenfalls elliptisch, so dass es sich fortschreitend an den einander gegenüberliegenden Stellen in das feststehende Zahnrad eingreifend an diesem abwälzt und je Umdrehung der elliptischen Scheibe um zwei Zähne weiterdreht. Das flexible Zahnrad stellt damit die Abtriebsachse dar, die im Verhältnis 2:Anzahl-Zähne-am-flexiblen-Zahnrad langsamer als die Antriebsachse läuft. Je höher also die Anzahl der Zähne auf dem festen und dem elastischen Zahnrad ist, desto höher ist wieder das Umsetzungsverhältnis, begrenzt durch die Ausformbarkeit von Zähnen am Umfang. Ein solches Getriebe ist ebenfalls kompakt mit konzentrischen Achsen und mittlerer Umsetzung. Das Getriebe hat wegen seiner Einstufigkeit prinzipiell auch einen guten Wirkungsrad, der jedoch durch die Kraftverluste der elastischen Verformung des inneren Zahnrads relativiert wird. Kraftverluste durch exzentrische Bewegungen sind bei der symmetrischen Ellipse nicht gegeben.

Alle vorangehend beschriebenen Getriebbauformen sind mit der Herstellung von Sonderteilen wie Taumelscheiben, Exzenterscheiben oder flexiblen Zahnrädern verbunden. Eine Gruppe von ebenfalls kompakten, koaxialen und symmetrisch aufgebauten Getrieben für Anwendungen mit hohen Übertragungsleistungen und mittleren bis hohen Umsetzungen, die die Verwendung derartiger Teile vermeiden, sind die Planetengetriebe in ihren unterschiedlichen Ausprägungen. Im einfachsten Fall handelt es sich dabei um ein linear mehrstufiges Getriebe. Ein solches wird in der DE 197 20 255 A1 beschrieben. Eine Antriebsachse treibt ein Sonnenrad an. Hiervon wird ein erster Satz von Stufen-Planetenrädern betätigt, deren kleinere Zahnräder einen zweiten Satz Stufen-Planetenräder treibt. Dessen kleine Zahnräder sind schließlich mit einem feststehenden Hohlrad im Eingriff, welches das Getriebegehäuse bildet. Der Abtrieb geschieht über den für beide Planetenradsätze gemeinsamen Planetenkäfig. Für eine umgekehrte Drehrichtung ließe sich auch der Planetenkäfig festhalten und der Abtrieb über das Hohlrad realisieren. Durch den gegenläufigen Aufbau, bei dem die Planetenradsätze von links und von rechts durch den Planetenkäfig greifen, gelingt eine außerodentlich kompakte Form, bei der die große Masse des Planetenkäfigs mit nur geringer Geschwindigkeit, das heißt mit der Abtriebsdrehzahl, läuft und damit bei Drehrichtungswechsel nur kleine Brems- und Beschleunigungsmomente erfordert. Die zu erzielende Umsetzung hängt dabei unmittelbar nur von den Zähnezahlen der verwendeten Zahnradsätze ab, bis zu 1 :250 erscheint realistisch. Bei einer weiteren Kategorie von Planetengetrieben wird die Umsetzung durch die Summe zweier mit sehr nahe beieinander liegender Drehzahlen entgegengesetzt drehender Getriebeteile erzielt. Hierzu zählen in erster Linie die sogenannten Wolfrom-Getriebe. Eine Antriebswelle treibt eine erste Planetengetriebestufe gegen ein feststehendes, als Getriebegehäuse dienendes Hohlrad. Die Planetenräder sind als Stufen- Planetenräder ausgebildet, wobei deren zweite Zahnräder mit gleicher Zähnezahl ein zweites, frei drehbares Hohlrad mit einer geringeren Zähnezahl als das erste Hohlrad, welches die Abtriebsachse bildet, antreiben. Die zweiten Planetenräder und das zweite Hohlrad stellen zusammen mit dem drehbaren gemeinsamen Planetenkäfig eine zweite Getriebestufe dar. Die Zähnezahldifferenz zwischen den Hohlrädern ergibt sich aus der Anzahl der Stufen-Planetenräder. Wird nur ein Stufen-Planetenrad eingesetzt, wird bei einer Zähnezahldifferenz von eins eine hohes Umsetzung erzielt, jedoch ist die Übertragungsleistung gering. Technisch können bis zu vier Stufen- Planetenräder eingeführt werden, wobei sich durch die größere Zähnezahldifferenz nur noch eine um Faktor vier geringere Umsetzung ergibt, allerdings bei entsprechend höherem Übertragungsdrehmoment. Mehr als vier Stufen-Planetenräder sind wegen der erforderlichen Zahnformkorrektur nicht möglich. Da der Planetenkäfig der Stufen-Planetenräder und das Abtriebs¬ sonnenrad sich entgegengesetzt drehen, verbleibt als Abtriebsgeschwindigkeit die Summe der beiden, mit dem Kehrwert des Quotienten der zugehörigen Zähnezahlen multiplizierten Winkelgeschwingigkeiten, beziehungsweise die Differenz deren absoluter Werte, die bei entsprechender Wahl der Zähnezahlen und Stufen-Planetenräder sehr gering sein kann und Umsetzungen bis 250:1 bzw. 1 :250 ermöglicht. Eine Weiterentwicklung des Wolfrom-Getriebes stellt das beispielsweise in der EP 1 244 880 B1 vorgestellte Hi-Red-Getriebe dar. Hier wird ein hohes Übertragungs¬ drehmoment durch vier Stufen-Planetenräder mit einer hohen Umsetzung ermöglicht, indem die beiden Zahräder der Stufen-Planetenräder bei weiterhin gleicher Zähnezahl nicht mehr fluchten, sondern jeweils um eine viertel Zahnteilung, d.h. Zahnbreite plus Zahnlückenbreite, versetzt angeordnet werden, das heißt, dass beide Zahnräder des ersten Stufen-Planetenrades fluchten, beim zweiten Stufen-Planetenrad um eine viertel Zahnteilung, beim dritten um eine halbe Zahnteilung und beim vierten um eine dreiviertel Zahnteilung versetzt sind. Dadurch muss trotz der Zahl von vier Stufen- Planetenrädern die Zähnezahl des zweiten Hohlrades nur um eins korrigiert werden, woraus die hohe Umsetzung resultiert. Die Vorteile dieser Getriebeform werden gegenüber dem Wolfrom-Getriebe mit den aufwändig zu produzierenden versetzten Stufen-Planetenrädern erkauft.

Eine weitere Getriebeform stellt das Winkelgetriebe aus der EP 1 429 048 A1 dar, von dem die vorliegende Erfindung als nächstliegendem Stand der Technik ausgeht. Bei diesem Getriebe treibt eine Antriebsachse mit einer Antriebskegelverzahnung ein erstes axial zur Abtriebsachse drehendes

Kegelrad mit zwei ersten konzentrischen, als äußere und innere bezeichneten Verzahnungsbereichen in eine Richtung und gleichzeitig ein zweites axial zur Abtriebsachse drehendes Kegelrad mit zwei zweiten, als äußere und innere bezeichneten konzentrischen Verzahnungsbereichen in die andere Richtung durch Eingriff in die äußeren Verzahnungsbereiche der Kegelräder an. Die Abtriebsachse, die sich frei unter den Kegelrädern drehen kann, weist eine Anzahl von radial ausgerichteten Stiften auf, auf denen Umlaufkegelräder frei drehbar angeordnet sind, die in die inneren Verzahnungsbereiche der Kegelräder eingreifen. Durch Verstimmung der Zähnezahlen der äußeren und / oder inneren Verzahnungsbereiche der Kegelräder wird die Umsetzung erzielt, mit dem sich bei gegebener Antriebsdrehzahl die Abtriebsachse, mitgenommen durch die Umlaufkegelräder auf ihren Stiften, unter den Kegelrädern hinweg dreht. Die Verstimmung wird dadurch hergestellt, dass die ersten Verzahnungsbereiche unterschiedliche Zähnezahlen, also ein Zähnezahlverhältnis ungleich eins, die zweiten Verzahnungsbereiche gleiche Zähnezahlen, also ein Zähnezahlverhältnis gleich eins, und die inneren oder die äußeren Verzahnungsbereiche gleiche Zähnezahlen, also ein Zähnezahlverhältnis gleich eins, aufweisen. Durch diese Bestimmungen werden bestimmte Paarungen von Verzahnungsbereichen innerhalb oder zwischen den Kegelrädern definiert. Bei gleichen Zähnezahlen der äußeren Verzahnungsbereiche können dort neben dem Antriebskegelrad weitere am Getriebegehäuse sich abstützende äußere Kegelräder eingreifen und die Antriebsachse steht exakt orthogonal zur Abtriebsachse. Die dabei ungleichen inneren Verzahnungsbereiche sorgen für eine Schiefstellung der zugehörigen Stifte und damit der inneren Umlaufkegelräder. Die Zähnezahlen zielen auf eine Differenz zwischen den ersten und zweiten inneren Verzahnungsbereichen, bei dem dargestellten Getriebe mit sechs

Umlaufzahnrädern also sechs Zähne Differenz. Bei z.B. um einen Zahn ungleichen Zähnezahlen der äußeren Verzahnungsbereiche können dort neben dem Antriebskegelrad keine weiteren am Getriebegehäuse sich abstützende äußeren Kegelräder eingreifen und die Antriebsachse steht in einem nicht rechten Winkel zur Abtriebsachse. Die dabei gleichen inneren Verzahnungsbereiche sorgen für eine rechtwinklige Stellung der Stifte und damit der inneren Umlaufkegelräder. Es können dabei soviele Umlaufzahnräder in die inneren Verzahnungsbereiche eingreifen und die Abtriebsachse stützen, wie auf den Umfang passen. Bei den gegebenen Bestimmungen ist entweder die Umsetzung hoch mit nur einem Kegelrad zwischen den äußeren Verzahnungsbereichen und entsprechend schlechter Verteilung der Krafteinleitung über das Lager ins Gehäuse, oder die Umsetzung ist niedrig mit der Möglichkeit, die Kräfte über mehrere Kegelräder und ihre Lager zwischen den äußeren Verzahnungsbereichen zu verteilen. Wegen der Fixierung auf einen geringen Zähnezahlunterschied kann eine Lösung, die beide Optionen verbindet, nicht gezeigt werden.

Aufgabenstellung und Lösung Die Aufgabe für ein gattungsgemäßes Zahnradgetriebe mit hoher Umsetzung und hohem Übertragungsdrehmoment der zuvor erläuterten Art ist daher darin zu sehen, dieses so weiterzubilden, dass auf die Verwendung von besonderen, aufwändig und damit teuer zu fertigenden Sonderteilen vollständig verzichtet, eine noch deutlich höhere Umsetzung und gleichzeitig eine optimale

Drehmomentverteilung erreicht werden kann. Die erfindungsgemäße Lösung für diese Aufgabe ist dem Hauptanspruch zu entnehmen. Vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus den einzelnen Unteransprüchen und werden im Folgenden im Zusammenhang mit der Erfindung näher erläutert.

Bei der Erfindung handelt es sich um ein Zahnradgetriebe aus einer Reihenschaltung von zwei klar abgrenzbaren Getriebestufen, die mit beliebigen passenden Zahnrad-Getriebetypen, bevorzugt aber Planetengetrieben mit Zahnräden mit Stirn- oder Kegelverzahnungen, ausführbar ist. Die erste Getriebestufe wirkt wie ein Umkehrgetriebe, die zweite wie ein Differentialgetriebe. Bei Getrieben in gerader Bauform treibt im Umkehrgetriebe die Antriebswelle ein erstes Zahnrad, das seinerseits, gegebenenfalls über ein zwischengeschaltetes Planetenrad, ein zweites Zahnrad mit umgekehrtem Drehsinn antreibt. Das Umkehrgetriebe stellt damit an der verlängerten Antriebswelle ein erstes Teildrehmoment in Antriebsdrehrichtung und an dem zweiten Zahnrad ein weiteres Teildrehmoment entgegen der Antriebsdrehrichtung zur Verfügung. Die beiden Eingangszahnräder des Differentialgetriebes wirken auf ein gemeinsames Zwischenzahnrad, dessen Achsstellungsänderung in Bezug auf den Fixpunkt des Getriebes die Abtriebswinkelgeschwindigkeit repräsentiert. Beide

Getriebestufen sind miteinander verbunden, indem das erste Teildrehmoment des Umkehrgetriebes auf das erste Eingangszahnrad und das zweite Teildrehmoment des Umkehrgetriebes auf das zweite Eingangszahnrad des Differentialgetriebes wirkt. Eine winklige Bauform des Getriebes wird bevorzugt durch Zahnräder mit Kegelverzahnung erreicht, wobei der Antrieb hier durch eines der Planetenräder im Umkehrgetriebe erfolgt. Unabhängig von der Bauform des Getriebes oder der Art der Verzahnung seiner Zahnräder liegt der Wert der Erfindung in dem Verhältnis der Zähnezahlen seiner Zahnräder, deren Bestimmung durch ein vertieftes Verständnis der Bedingungen im Zusammenwirken der Umkehr- und der Differentialgetriebestufe ermöglicht wird. Im Stand der Technik wird diese Aufteilung nicht angedacht oder vorgenommen und die maximale Umsetzung immer an einen minimalen Zähnezahlunterschied, im Extremfall also von 1, gebunden. Dabei wird im geraden Getriebe erkannt, dass ein Gangunterschied von nur einem Zahn die Anzahl der möglichen Planetenräder auf 1 beschränkt und die Momenteinleitung der Abtriebswelle in das Getriebegehäuse dadurch über ein einziges hochbelastetes Lager erfolgt. Das führt bei dem bekannten Hi-Red-Getriebe aus der EP 1 244880 B1 zu der Konstruktion mit vier Stufen- Planetenrädern, bei denen die zweiten Stufen gegenüber den ersten Stufen fortschreitend von Planetenrad 1 bis Planetenrad 4 um jeweils ein Viertel der Zahnteilung versetzt sind, so dass die vier Planetenräder mit ihren ersten Stufen in das erste innenverzahnte Zahnrad und die zweiten Stufen in das zweite, um einen Zahn reduzierte innenverzahnte Zahnrad eingreifen können. Durch diese komplizierte Hilfskonstruktion wird zwar die Momentaufteilung verbessert, das Problem der begrenzten Umsetzung durch die Betrachtungsweise mit einem Zahn Gangunterschied bleibt aber bestehen. Bei dem Winkelgetriebe aus dem Stand der Technik der EP 1 429 048 A1 wird das Momentproblem dagegen nicht generell gelöst, sondern lediglich eine Lösung mit einem einzigen Antriebskegelrad bei ungleichen Zähnezahlen der äußeren Verzahnungsbereiche und bis zu sechs Umlaufkegelrädern zwischen den gleichen inneren Verzahnungsbereichen angeboten. Die übrigen beanspruchten Verhältnisse mit gleichen äußeren und ungleichen inneren Verzahnungsbereichen führt bei den angenommenen geringen Gangunterschieden dazu, dass nur ein oder zwei Umlaufkegelräder zum Einsatz kommen können. Die begrenzte Umsetzung durch die Fixierung auf minimal einen Zahn Gangunterschied bleiben dabei bestehen. Die vorliegende Erfindung macht einen ganz anderen Ansatz, indem sie zwei völlig unabhängige Getriebe betrachtet. Dabei realisiert das vorgeschlagene Getriebe eine mechanische Variante des allgemein gültigen Prinzips der Schwebung. Bei der Schwebung werden zwei etwas unterschiedliche Frequenzen überlagert und das Ergebnis ist eine langsame Schwingung, deren Frequenz sich aus dem Unterschied der Eingangsfrequenzen ergibt. Mathematisch ist dieser Fall in den Additionstheoremen der Winkelfunktionen repräsentiert. Hier soll als Beispiel (ohne Darstellung der Ableitung) die Überlagerung zweier sinusförmiger Schwingungen mit leichter Differenz δ der Winkelgeschwindigkeit ω diskutiert werden:

sin ωt ± sin ((ω+δ)t) = 2 sin ((ω ± (ω+δ))t/2) cos ((ω + (ω+δ))t/2).

Diese Art der Mischung erfolgt auch im Differentialgetriebe. Die sinusförmigen Schwingungen, beschreibbar z.B. durch die Bewegung von

Markierungspunkten auf den entsprechenden Zahnrädern als Ordinate über der Zeit als Abszisse, legt man an den beiden Eingängen des Differentialgetriebes an und die Bewegung des Differentialgetriebes ist die Überlagerung des als Abtrieb benutzten Planetenkäfigs (der Sinusterm beschreibt die Bewegung dessen Markierungspunkts) und des Planetenrades (der Cosinusterm beschreibt die Bewegung dessen Markierungspunkts). Überlagert man beide Schwingungen ohne Umkehrung (obere Vorzeichen)

sin ωt + sin ((ω+δ)t) = 2 sin ((ω+δ/2))t) cos (-δt/2),

treibt also das Differentialgetriebe gleichsinnig an, so dreht sich das Planetenrad kaum und der Planetenkäfig mit leicht verstimmter Eingangsfrequenz. Dieser Fall ist z.B. bei Differentialgetrieben von Automobilen interessant, bei denen immer der Planetenkäfig angetrieben wird. Wird hingegen eine Schwingung umgekehrt (das entspricht 180° Phasenverschiebung, untere Vorzeichen), so ergibt sich: sin ωt - sin ((ω+δ)t) = -2 sin (δt/2) cos (ω+δ/2)t).

Dieser den gegensinnigen Antrieb des Differentialgetriebes repräsentierende Fall führt zu einer langsamen Drehung des Planetenkäfigs mit der

Verstimmung δ/2 und einer schnellen Drehung des Planetenrades mit der leicht verstimmten Eingangsfrequenz. Bei der Schwebung spielt also nur die Überlagerung der Eingangsfrequenzen eine Rolle und nicht die Eingangsfrequenzen für sich. Ein niedriges Überlagerungsergebnis, d.h. auch eine niedrige Abtriebsdrehzahl, lässt sich also nicht nur mit dicht beieinander liegenden niedrigen Eingangsfrequenzen, bzw. Drehzahlen, sondern auch mit noch enger bei einander liegenden höheren Eingangsfrequenzen bzw. Drehzahlen erzielen. Je nach Wahl der Eingangsfrequenzen können dabei Verstimmungen mit positivem oder negativem Vorzeichen und damit beide Drehrichtungen erzielt werden. Werden ausgehend von einer

Eingangsdrehzahl ω im Umkehrgetriebe zwei Kraftstränge mit den Drehzahlen

Nui * COj = N_u x ω und N_ua * ω_a = -N_u * ω

(mit Index u für Umkehrgetriebe, i für inneres Rad und a für äußeres Rad) erzeugt und im Differentialgetriebe entsprechend ihrem anteiligen Umfang am effektiven Umfang des Planetenkäfigs überlagert

-(Ndi+N_da)/2 x δ = N_di x coj+Nda ^x ω_a

(mit Index d für Differentialgetriebe), so rotiert der Planetenkäfig mit

-Ö/2 = (Ndi ^X COi+Nda X CO_a)/(Ndi+N_da)

= (N_di/NurNda/Nua)/(Ndi+Nda) x Nu x ω . Wird also z.B. das innere Zahnrad mit ω = ω,- angetrieben, d.h. N_u = N_Ui, dann ist

-δ/2 = (Ndi-Nda ^X N_ui/N_Ua)/(Ndi+Nda) X ωj .

Das Planetenrad mit Zähnezahl Nd_P (mit Index p für Planetenrad) im Differentialgetriebe dreht sich also mit

(ω+δ/2) = -Ndi/Ndp x (ωi-(Ndi-N_da * N_Ui/Nua)/(Ndi+N_da) * ω_f) = -N_da X N_di ^X (1 +N_ui/Nua)/(Ndi+Nda)/Ndp X ωi

Durch geeignete Wahl der Übersetzungsverhältnisse führt die Schwebung insbesondere bei nahe beieinander liegenden Zahnverhältnissen im Differential- (Ndi/N_Ui) und Umkehrgetriebe (N_da/N_Ua) zu einer im Vergleich zur Eingangsdrehzahl stark herabgesetzten Abtriebsdrehzahl.

Die mechanische Realisierung des beschriebenen Prinzips durch konsequent analoges Vorgehen mit der Erzeugung zweier ähnlicher Drehzahlen in einem Umkehrgetriebe und deren vorzeichenbehafteter Verarbeitung am Planetenkäfig eines Diffentialgetriebes zu einer niedrigen Abtriebsdrehzahl, stellt den einen Teil des erfinderischen Gedankens dar. Der andere Teil wird durch die Realisierung der Erzeugung der beiden gegensinnigen Eingangsdrehzahlen in einem kompakten Aufbau mit sehr einfachen Teilen repräsentiert. In dem Umkehrgetriebe wird die Möglichkeit der Bereitstellung zweier Kraftstränge mit gegensinniger Laufrichtung und unterschiedlicher Drehzahl aus einem einzelnen Antrieb verwirklicht, indem es die originale Antriebsdrehzahl für die eine Seite des Differentialgetriebes und durch seine Zahnradkombination die erste Eingangsdrehzahl für das Differentialgetriebe zur Verfügung stellt. Im Differentialgetriebe wird durch seine Zahnradkombination die originale Antriebsdrehzahl zur Erzeugung der zweiten Eingangsdrehzahl ausgenutzt und dabei beide Eingangsdrehzahlen vorzeichenbehaftet in Beziehung gesetzt.

Bei der Dimensionierung wird ausgehend von der möglichen Baugröße und dem erforderlichen Drehmoment ein Bereich für die möglichen Zahnmodule und Anzahl der Planetenräder festgelegt. Die übrigen Bedingungen ergeben sich dann aus dem Verhältnis der verschiedenen Zähnezahlen. Bei der Berechnung sind für jedes der beiden Planetengetriebe folgende Randbedingungen zu berücksichtigen: 1. Es gibt eine erforderliche Mindestzähnezahl für Zahnräder, die nicht unterschritten werden darf.

2. Die geometrisch möglichen Positionen der Planetenräder sind durch konstante Winkelinkremente voneinander getrennt, die Vielfache von Basiswinkeln sind, die ihrerseits Bruchteile des Vollwinkels (360°) mit gemeinsamen Teilern der Zähnezahlen des inneren und äußeren

Sonnenrades sind.

3. Die Differenz der Zähnezahlen von Sonnenrad und Hohlrad ist gerade die doppelte Zähnezahl eines Planetenrades, d.h. die Zähnezahlen von Sonnenrad und Hohlrad unterscheiden sich immer um eine gerade Zahl (entfällt für Kegelradgetriebe).

Der Zusammenbau des Getriebes wird durch folgende Vorgehensweise erleichtert:

4. Das Sonnenrad und Hohlrad jedes Getriebes werden derart markiert, dass ihre Verzahnungen an je einer Position zusammenfallen und dann so ausgerichtet, dass die Markierungen jeweils beider Zahnräder korrespondierend zu liegen kommen.

5. Planetenräder mit geraden Zähnezahlen passen an der korrespondierenden Position, Planetenräder mit ungerader Zähnezahl passen an der um einen halben Vollwinkel (360°) gedrehten Position. 6. Die weiteren Planetenräder werden entsprechend den Teilbarkeits¬ bedingungen der Zähnezahlen der Sonnenräder und Hohlräder eingebaut. Bei einem Planeten-Umkehrgetriebe verhalten sich die Winkel¬ geschwindigkeiten des Hohlrades (ω_ua) und des Sonnenrades (αy) entprechend den Zähnezahlen (N_ua, N_Ui) nach der Beziehung

ua

Wenn dabei der Planetenkäfig festgehalten wird, ergeben sich die Winkel¬ geschwindigkeiten unmittelbar aus dieser Beziehung. Für ein Planeten- Differentialgetriebe werden das Sonnenrad und das Hohlrad als angetriebene Achsen mit den Winkelgeschwindigkeiten oo_da und ω_di und Zähnezahlen N_da und Ndi sowie der Planetenkäfig als abtreibende Achse mit der Winkelgeschwingigkeit Ω_dp und der Zähnezahl N_dP eines Planetenrades betrachtet. Zur Ableitung der Übersetzung wird zunächst eine volle Umdrehung des insgesamt blockierten Getriebes und anschließend andere einfache Drehungen bei Blockade einzelner Getriebeteile betrachtet. Durch Überlagerung der Bewegungen ergeben sich die Beziehungen für die Umsetzungen.

Die letzten beiden Zeilen der Tabelle repräsentieren die Relationen der Winkel¬ geschwindigkeiten

(2) OJda = Ω_dp (1 + Ndi/Nda) und (3) codi = Ω_dp (1 + Nda/Ndi) .

Die Bewegung des Planetenkäfigs des Differentialgetriebes als Überlagerung der Bewegungen des Sonnenrades und des Hohlrades ergibt sich mit der Auswertung der Entwicklung

(4) Ωdp = (δΩdp/δωdi) α>di + (δΩdp/δωda) ∞da ZU

(5) Ω_dp = [1/(1 + Nda/Ndi) + (ω_da/ω_di)/(1 + N_di/N_da)] ω_di

Wenn die Sonnenräder und die Hohlräder der beiden Teilgetriebe jeweils fest miteinander verbunden sind, gilt

(6) (Öua ⁼ GOda Und Cϋui = CDdi

Aus (5) und (6) folgt mit (1)

(7) Ω_dp = [1/(1 + Nda/Ndi) - (N_ui/ N_ua)/(1 + N_di/N_da)] ω_ui

und damit die Gesamtübersetzung

(8) Ωd_P/ωui = (N_di - (N_Ui/N_Ua) N_da) / (N_da + N_dl)

Mit den Zahlen

Nui = 39 ,

Nup = 21 ,

Nua = 81 ,

Ndi = 45 ,

Ndp = 24 und

Nda = 93 ergibt sich eine Reduzierung der Winkelgeschwindigkeit zu

(9) Ω_dp/ω_Ui = 1 / 621 .

Diese Umsetzung wird mit geringen Zähnezahlen bezogen auf die relativen Durchmesser der Zahnräder erzielt. Dabei ist, bei Vergleich mit dem Stand der Technik, der Unterschied der Zähnezahlen zwischen den beiden Sonnenräder (Ndi ± Nui) von 6 und bei den beiden Hohlrädern (Nda ± Nua) von 12 bemerkenswert und unterstreicht zusammen mit der durch die sehr nahe beieinanderliegenden Verhältnisse N_da/N_di=2,067 und N_Ua/Nui=2,077 erzielte Umsetzung deutlich den grundsätzlichen Unterschied im Ansatz und die erzielte entscheidende Verbesserung des erfindungsgemäßen Getriebetyps gegenüber dem Stand der Technik.

Aus der FR 667 229 A ist zwar ein Planetengetriebe bekannt, das aus einer Reihenschaltung von einem Umkehrgetriebe und einem Differentialgetriebe besteht, jedoch ist dabei auf der Antriebswelle ein gemeinsames Ritzel mit durchgehender Verzahnung als Sonnenrad zum gleichzeitigen Antrieb des Umkehrgetriebes und des einen Eingangs des Differentialgetriebes vorhanden. Im Vergleich zum beanspruchten Getriebe haben hier also zwei Zahnräder, nämlich die Sonnenräder beider Getriebeteile, identische Zähnezahlen. Zur Erzielung großer Umsetzungen ist eine Anordnung mit zwei gleichen Sonnenrädern aber völlig ungeeignet, da nun nur noch über die Zähnezahl der Hohlräder eine weitgehende Annäherung der Beträge der Umsetzungen beider Getriebeteile möglich ist. Die Differenz der Zähnezahl der Hohlräder kann minimal nur 1 sein und damit liegt bei gegebenen Zähnezahlen das Maximum der Gesamtumsetzung als Summe der Umsetzungen der Teilgetriebe eindeutig fest. Die Gesamtumsetzung kann nur groß sein, wenn die Zähnezahlen insgesamt sehr groß sind, was besonders unpraktisch und hinsichtlich eines zu übertragenden Moments gegebenenfalls nicht oder nur mit einem sehr großen Getriebe realisierbar ist. Hinzukommt, dass bei einer Zähnezahldifferenz der Hohlräder von 1 nicht mehr in beiden Getriebeteilen ein gemeinsamer Teiler von z.B. drei vorliegen kann, womit die optimale Anzahl von Planetenrädern zumindest in einem der Getriebeteile auf zwei oder eins reduziert wird und die Effizienz der Momentübertragung des Getriebes stark absinkt. Wird dagegen die Zähnezahldifferenz so angehoben, dass gemeinsame Teiler von z.B. 3 entstehen, um eine Anzahl von drei Planetenrädern in beiden Getriebeteilen zu gewährleisten, geht die Gesamtumsetzung drastisch herunter. Eine erneute Erhöhung ist wiederum mit einer weiteren Zähnezahlerhöhung verbunden mit den oben genannten Folgen. Demgegenüber hat das beanspruchte Getriebe mit seinen vier verschiedenen Zähnezahlen der Sonnen- und Hohlräder die Möglichkeit, die einzelnen Umsetzungen der Getriebeteile völlig frei festzulegen und damit die Gesamtumsetzung auch mit geringen und deutlich voeneinander abweichenden Zähnezahlen extrem klein zu halten. Das Beispiel mit den Zahlen Nui=39, Nua=81 , Ndi=45 und Nda=93 mit den gemeinsamen Teilern 3 und der Gesamtumsetzung von 621 zeigt das deutlich. Das Getriebe der FR 667 229 A würde bei Zähnezahlen von z.B. Nui=Ndi=39, Nua=81 und Nda=80 eine Gesamtumsetzung von ca. 247 und mit Nui=Ndi=39, Nua=93 und Nda=92 von ca. 312 aufweisen. Diese Zahlen sind deutlich niedriger und in beiden Fällen kann im Differentialgetriebe nur ein Planetenrad untergebracht werden. Wenn die Zähnezahldifferenz in den Hohlrädern und damit der gemeinsame Teiler wieder auf drei gebracht wird, also z.B. mit Nui=Ndi=39, Nua=93 und Nda=90, folgt bei drei möglichen Planetenrädern eine Gesamtumsetzung von nur noch 102. Um mit jeweils drei Planetenrädern eine Gesamtumsetzung von ca. 621 zu erreichen müssten die Zähnezahlen z.B. Nui=Ndi=39, Nua=252 und Nda=249 betragen. Mit diesen Beispielen soll deutlich gemacht werden, dass die FR 667 229 A den entscheidenden Schritt zu einem Getriebe mit einer sehr hohen Gesamtumsetzung mit relativ geringen Zähnezahlen im Hinblick auf Herstellbarkeit, Handlichkeit und Preis und mit drei Planetenrädern in beiden Getriebeteilen für hohes Übertragungsmoment, nicht vollziehen konnte und damit den komplexeren Zusammenhang nicht erkannt hat. Das Getriebe aus der Druckschriften FR 752 866 A besteht zwar aus einer Reihenschaltung von Getriebestufen, jedoch handelt es sich um drei Getriebestufen, so dass nicht von einer Aufteilung der Antriebskraft auf zwei Kraftstränge im Umkehrgetriebe und deren Einleitung in die Krafteingänge des Differentialgetriebes gesprochen werden kann. Das Getriebe aus der

DE 23 34511 B2 ist zwar ein zweistufiges Planetengetriebe, weist jedoch zwei Abtriebswellen zum Antrieb von zwei gegenläufigen Schiffspropellern auf. Dabei sind die Zähnezahlen außerdem so gewählt, dass sich unter ausdrücklicher Vermeidung eines Differentialeffekts gleiche Drehzahlbeträge an den beiden Abtriebswellen ergeben. Es kann also hier nicht von einer von dem Differentialgetriebe getriebenen Abtriebsachse gesprochen werden.

Eine andere Ausführung des Zahnradgetriebes für hohe Umsetzungen wird mit Planetengetriebestufen mit Zahnrädern mit Kegelverzahnung erzielt. Der Aufbau ist mit einer als Umkehrgetriebe wirkenden ersten Getriebestufe und einer als Differentialgetriebe wirkenden zweiten Getriebstufe zum Aufbau mit Planetengetriebestufen mit Zahnrädern mit Stimverzahnung identisch. Die Sonnenräder und Hohlräder können hier auch als erste und zweite Kegelräder, die Planetenräder auch als Umlaufkegelräder bezeichnet werden. Die Funktionsweise ist identisch. Bei einer weiteren Ausführung des

Zahnradgetriebes in Planetenbauform mit Kegelverzahnungen kann eines der Planetenräder des Umkehrgetriebes die Antriebsachse darstellen. Damit ergibt sich ein Winkelgetriebe, bei dem bei ungleichen Zähnezahlen des ersten und zweiten Kegelrades die Antriebs- zur Abtriebsachse nicht orthogonal ausgerichtet ist. Hierbei wird z.B. mit den Zähnezahlen 39 und 42 im Umkehrgetriebe, 36 und 39 im Differentialgetriebe und 14 für alle 3 Planetenräder eine Umsetzungsrate von 1 :975 erreicht. Eine weitere vorteilhafte Ausbildung des Zahnradgetriebes ergibt sich, wenn das erste Kegelrad des Umkehrgetriebes von einem besonderen, die Planetenräder und das zweite Kegelrad des Umkehrgetriebes nicht beeinflussenden, im Winkel von 90° zur Abtriebsachse eingreifenden und auf einer eigenen Antriebsachse angeordneten Kegelrad angetrieben wird. Weitere vorteilhafte Weiterbildungen werden dadurch erzielt, dass die Abtriebsachse als durch das ganze Getriebe hindurchgreifende Hohlwelle ausgeführt ist und / oder die Antriebsachse von einem Schrittmotor angetrieben und die Abtriebsachse senkrecht ausgerichtet und an ihrem oberen Ende kreisscheibenförmig ausgebildet ist, so dass sich beispielsweise ein einfach aufgebauter, aber in sehr kleinen Winkelinkrementen hochauflösend einstellbarer Verstelltisch ergibt.

Ausführungsbeispiele

Ausbildungsformen des Zahnradgetriebes mit hoher Umsetzung nach der Erfindung werden nachfolgend zum weiteren Verständnis der Erfindung anhand der schematischen Figuren näher erläutert. Dabei zeigt

Figur 1 Schemata von Planetengetrieben aus dem Stand der

Technik, Figur 2 ein Schema für eine Zahnradgetriebe als Kombination aus zwei Planetenradgetrieben, Figur 3 eine Explosionsansicht eines Zahnradgetriebes als

Kombination aus zwei Planetenradgetrieben,

Figur 4 ein Schema für ein Zahnradgetriebe als Kombination aus zwei Kegelradgetrieben,

Figur 5 eine Explosionsansicht eines Zahnradgetriebes als

Kombination aus zwei Kegelradgetrieben, Figur 6 ein Zahnradgetriebe als Winkelgetriebe mit zwei

Kegelradgetrieben und besonderem Antriegskegelrad und Figur 7 ein Winkelgetriebe als Verstelltisch. Figur 1 zeigt Schemata von Planetengetrieben aus dem Stand der Technik, wobei Figur 1a das Schema des Getriebes aus dem nächstgelegenen Stand der Technik, der Figur 2 aus der EP 1 429 048 A1, aufzeigt. Bei diesem Getriebe treibt eine Antriebsachse An mit einer Antriebskegelverzahnung 1014 ein erstes axial zur Abtriebsachse drehendes Kegelrad mit zwei ersten konzentrischen, als äußere 1004 und innere 1005 bezeichneten Verzahnungsbereichen in eine Richtung und gleichzeitig ein zweites axial zur Abtriebsachse drehendes Kegelrad mit zwei zweiten, als äußere 1006 und innere 1007 bezeichneten konzentrischen Verzahnungsbereichen in die andere Richtung durch Eingriff in die äußeren Verzahnungsbereiche der

Kegelräder an. Die Abtriebsachse, die sich frei unter den Kegelrädern drehen kann, weist eine Anzahl von radial ausgerichteten Stiften auf, auf denen Umlaufkegelräder 1010a frei drehbar angeordnet sind, die in die inneren Verzahnungsbereiche der Kegelräder eingreifen. Figur 1b zeigt die schematische Darstellung des Getriebes aus der FR 667 229 A zeigt, mit den Zahnrädern 2-3-7 als Umkehrgetriebe und den Zahnrädern 2-8-7 als Differentialgetriebe. Der Abtrieb über den Planetenkäfig des Differentialgetriebes wird als Hohlwelle über der Antriebswelle dargestellt, kann aber auch bei Umkehrung des Getriebes und Fixierung des Planetenkäfigs des Umkehrgetriebes an der Antriebsseite über den Planetenkäfig des Differentialgetriebes an der dann dem Antrieb gegenüber gelegenen Abtriebsseite erfolgen. Figur 1c zeigt die schematische Darstellung des Getriebes aus der FR 725 866 A , das einen komplizierten Aufbau mit einer Kombination aus stirnverzahnten und kegelverzahnten Planetengetriebeteilen aufweist. Die Getriebestufen 2-3-6, 7-10-8 und 7-9-6 sind in komplexer und sehr umständlicher Weise verschaltet, wobei zwei sich gegenseitig beeinflussende Umkehrgetriebestufen eine Diffentialgetriebestufe speisen, deren Planetenkäfig die Abtriebswelle trägt. Figur 1d zeigt schließlich die schematische Darstellung des Getriebes aus der DE 23 34511 B2 , das zwei Abtriebswellen aufweist, die konzentrisch in dieselbe Richtung weisen. Die Umkehrgetriebestufe 1-2-4 treibt die Abtriebswelle Ab2, die Abtriebswelle Ab1 wird von dem Diffentialgetriebe 1'-2'-4' angetrieben. Da dieses Getriebe explizit für den gegensinnigen Antrieb von zwei Schiffspropellern dient, sind die Zähnezahlen der Zahnräder so gewählt, dass ein Differentialeffekt ausgeschlossen wird und beide Abtriebswellen die gleiche Drehzahl aufweisen.

Figur 2 zeigt das Schema für ein Zahnradgetriebe ZG als Kombination aus zwei Planetenradgetrieben PG, davon ein Umkehrgetriebe UG und ein Differentialgetriebe DG. Die Antriebsachse An, die in dem Festlager FLa gelagert ist, treibt das Sonnenrad des Umkehrgetriebes USi mit der Zähnezahl Nui mit der Winkelgeschwindigkeit ωui an. Dieses betätigt die Planetenräder des Umkehrgetriebs UP mit der Zähnezahl Nup, deren Festlager FL der gemeinsame Planetenkäfig des Umkehrgetriebes UT ist, der als Fixpunkt des ganzen Zahradgetriebes ZG dient. Schließlich treiben die Planetenräder des Umkehrgetriebes UP das Hohlrad des Umkehrgetriebes USa mit der

Zähnezahl Nua mit der Winkelgeschwindigkeit ωua an. Das Differentialgetriebe DG wird von zwei Seiten eingespeist. Einerseits wird das Hohlrad des Differentialgetriebes DSa mit der Zähnezahl Nda von dem damit festverbundenen Hohlrad des Umkehrgetriebes USa betätigt. Andererseits wird das Sonnenrad des Differentialgetriebes DSi mit der Zähnezahl Ndi vom ebenfalls damit fest verbundenen Sonnenrad des Umkehrgetriebes USi bewegt. Sonnenrad und Hohlrad des Differentialgetriebes DSa,Dsi , die sich einander entgegen drehen, treiben die Planetenräder des Differentialgetriebes DP mit der Zähnezahl Ndp an. Diese können sich in ihren Loslagern LL im gemeinsamen Planetenkäfig des Differentialgetriebes DK, der mit der

Abtriebswelle Ab in ihrem Festlager FLb fest verbunden ist, frei drehen. Je nach der Wahl der Zähnezahlen der sechs Zahnradtypen des gesamten Zahnradgetriebes ZG drehen die Planetenräder des Differentialgetriebes DP durch die sie mit einer mehr oder weniger großen positiven oder negativen Summe von Zähnen pro Zeiteinheit treibenden Sonnen- und Hohlräder des Differentialgetriebes DSa₉DSi den Planetenkäfig des Differentialgetriebes DT langsam mit der vorgesehenen Abtriebswinkelgeschwindigkeit Ωp.

Figur 3 zeigt eine Explosionsansicht eines Zahnradgetriebes ZG aus zwei Planetengetrieben. Die Bezugszeichen entsprechen den in Figur 2 genannten. In dem dargestellten Beispiel werden Sätze aus Planetenrädem des Differentialgetriebes DP und Planetenrädern des Umkehrgetriebes UP mit jeweils drei Zahnrädern verwendet.

Figur 4 zeigt ein Schema für ein Zahnradgetriebe ZG als Kombination aus zwei Kegelradgetrieben KG, davon ein Umkehrgetriebe UG und ein Differentialgetriebe DG. Die Antriebsachse An, die in dem Festlager FLa gelagert ist, treibt das erste Kegelrad des Umkehrgetriebes UK1 mit der Zähnezahl Nu1 mit der Winkelgeschwindigkeit ωu1 an. Dieses betätigt die Planetenräder des Umkehrgetriebs UP mit der Zähnezahl Nup, deren

Festlager FL der gemeinsame Planetenkäfig des Umkehrgetriebes UK ist, der als Fixpunkt des ganzen Zahnradgetriebes ZG dient. Schließlich treiben die Planetenräder des Umkehrgetriebes UP das zweite Kegelrad des Umkehrgetriebes UK2 mit der Zähnezahl Nu2 mit der Winkelgeschwindigkeit ωu2 an. Das Differentialgetriebe DG wird von zwei Seiten eingespeist. Einerseits wird das erste Kegelrad des Differentialgetriebes DK1 mit der Zähnezahl NcM von dem damit festverbundenen zweiten Kegelrad des Umkehrgetriebes UK2 betätigt. Andererseits wird das zweite Kegelrad des Differentialgetriebes DK2 mit der Zähnezahl Nd2 vom ebenfalls damit fest verbundenen ersten Kegelrad des Umkehrgetriebes UK1 bewegt. Die sich einander entgegen drehenden Kegelräder des Differentialgetriebes DK1,DK2 treiben die Planetenräder des Differentialgetriebes DP mit der Zähnezahl Ndp an. Diese können sich in ihren Loslagern LL im gemeinsamen Planetenkäfig des Differentialgetriebes DK, der mit der Abtriebswelle Ab in ihrem Festlager FLb fest verbunden ist, frei drehen. Je nach der Wahl der Zähnezahlen der sechs Zahnradtypen des gesamten Zahnradgetriebes ZG drehen die Planetenräder des Differentialgetriebes DP durch die sie mit einer mehr oder weniger großen positiven oder negativen Summe von Zähnen pro Zeiteinheit treibenden Kegelräder des Differentialgetriebes DK1,DK2 den Planetenkäfig des Differentialgetriebes DK langsam mit der vorgesehenen Abtriebswinkelgeschwindigkeit Ωp.

Figur 5 zeigt eine Explosionsansicht eines Zahnradgetriebes ZG aus zwei Kegelradgetrieben. Die Bezugszeichen entsprechen den in Figur 4 genannten. In dem dargestellten Beispiel werden Sätze aus Planetenrädern des Differentialgetriebes DP und Planetenrädern des Umkehrgetriebes UP mit jeweils drei Zahnrädern verwendet.

Figur 6 zeigt eine Teilansicht eines Zahnradgetriebes ZG mit Zahnrädern mit Kegelverzahnung. In dem dargestellten Umkehrgetriebe UG wird das erste Kegelrad des Umkehrgetriebes UK1 von einem besonderen, die Planetenräder UP und das zweite Kegelrad des Umkehrgetriebes UK2 nicht beeinflussenden, im Winkel von 90° zur Abtriebsachse Ab eingreifenden und auf einer eigenen Antriebsachse AnE angeordneten Kegelrad UKe angetrieben.

Figur 7 zeigt ein Zahnradgetriebe ZG, bei dem die Antriebsachse von einem Schrittmotor SM angetrieben ist und die Abtriebsachse Ab senkrecht ausgerichtet und an ihrem oberen Ende kreisscheibenförmig zu einem Verstelltisch VT ausgebildet ist. Die Anordnung ruht auf einer Grundplatte GP.

Bezugszeichenliste

Ab Abtriebsachse

An Antriebsachse AnE Antriebsachse Antriebskegelrad

DG Differentialgetriebe

DK1 erstes Kegelrad Differentialgetriebe

DK2 zweites Kegelrad Differentialgetriebe

DP Planetenrad Differentialgetriebe DSa Hohlrad Differentialgetriebe

DSi Sonnenrad Differentialgetriebe

DT Planetenkäfig Differentialgetriebe

FL Festlager

FLa Festlager Antriebsachse FLb Festlager Abtriebsachse

GP Grundplatte

KG Kegelradgetriebe

LL Loslager

Nda Zähnezahl Hohlrad Differentialgetriebe Nd1 Zähnezahl erstes Kegelrad Differentialgetriebe

Nd2 Zähnezahl zweites Kegelrad Differentialgetriebe

Ndi Zähnezahl Sonnenrad Differentialgetriebe

Ndp Zähnezahl Planetenrad Differentialgetriebe

Nua Zähnezahl Hohlrad Umkehrgetriebe Nu1 Zähnezahl erstes Kegelrad Umkehrgetriebe

Mu2 Zähnezahl zweites Kegelrad Umkehrgetriebe

Nui Zähnezahl Sonnenrad Umkehrgetriebe

Nup Zähnezahl Planetenrad Umkehrgetriebe

PG Planetenradgetriebe SM Schrittmotor

UG Umkehrgetriebe UKe Antriebskegelrad Umkehrgetriebe

UK1 erstes Kegelrad Umkehrgetriebe

UK2 zweites Kegelrad Umkehrgetriebe

USa Hohlrad Umkehrgetriebe USi Sonnenrad Umkehrgetriebe

UP Planetenrad Umkehrgetriebe

UT Pianetenkäfig Umkehrgetriebe

VT Verstelltisch

ZG Zahnradgetriebe ωua Winkelgeschwindigkeit Hohlrad Umkehrgetriebe ωu2 Winkelgeschwindigkeit zweites Kegelrad Umkehrgetriebe ωui Winkelgeschwindigkeit Sonnenrad Umkehrgetriebe ωu1 Winkelgeschwindigkeit erstes Kegelrad Umkehrgetriebe

Ωp Winkelgeschwindigkeit Planetenkäfig Differentialgetriebe

Claims

Patentansprüche

1. Zahnradgetriebe für hohe Umsetzungen mit - einer Antriebsachse,

- zumindest einer weiteren mit der ersten Getriebestufe in Reihe geschalteten Getriebestufe mit einer Funktion als Differentialgetriebe mit einer weiteren Zahnradkombination und

- einer von der weiteren Getriebestufe getriebenen Abtriebsachse, und mit

- vorgegebenen Zähnezahlverhältnissen für mechanisch bestimmte Paarungen von innerhalb oder zwischen den Zahnradkombinationen korrespondierenden Zahnrädern oder Verzahnungsbereichen, dadurch gekennzeichnet, dass die Zähnezahlverhältnisse der je zwei Zahnräder oder Verzahnungsbereiche aller mechanisch bestimmten Paarungen voneinander verschieden sind, die Zähnezahlen der je zwei Zahnräder oder Verzahnungsbereiche aller mechanisch bestimmten Paarungen jeweils einen größten gemeinsamen ganzzahligen Teiler aufweisen und die Gesamtumsetzung des Zahnradgetriebes (ZG) der Differenz der in ihrer Größe beliebigen Verhältnisse der Zähnezahlen und damit der Einzelumsetzungen der bestimmten Paarungen proportional ist.

2. Zahnradgetriebe nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass für Zahnradgetriebe (ZG) in gerader Bauform die Antriebskraft über zwei mechanisch voneinander getrennte Achsen der als Umkehrgetriebe (UG) wirkenden ersten Getriebestufe auf zwei Kraftstränge aufgeteilt ist.

3. Zahnradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 oder 2 dadurch gekennzeichnet, dass die als Umkehrgetriebe (UG) wirkende erste Getriebestufe und die als Differentialgetriebe (DG) wirkende weitere Getriebestufe Planetengetriebe (PG) mit Zahnrädern mit Stirnverzahnung sind.

4. Zahnradgetriebe nach Anspruch 3 dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenrad des Umkehrgetriebes (USi) fest mit dem Sonnenrad des Differentialgetriebes (DSi) und das Hohlrad des Umkehrgetriebes (USa) fest mit dem Hohlrad des Differentialgetriebes (DSa) verbunden ist und dass das Sonnenrad des Umkehrgetriebes (USi) die Antriebsachse (An), der Planetenkäfig des Umkehrgetriebes (UT) ein Fixpunkt für das Zahnradgetriebe (ZG) und der Planetenkäfig des Differentialgetriebes (DT) die Abtriebsachse (Ab) ist.

5. Zahnradgetriebe nach Anspruch 4 dadurch gekennzeichnet, dass die feste Verbindung der Sonnenräder (USi₁DSi) eine innere und die feste Verbindung der Hohlräder (USa, DSa) eine äußere Schale eines gemeinsamen Lagers tragen.

6. Zahnradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 oder 2 dadurch gekennzeichnet, dass die als Umkehrgetriebe (UG) wirkende erste Getriebestufe und die als Differentialgetriebe (DG) wirkende weitere Getriebestufe Planetengetriebe (PG) mit Zahnrädern mit Kegelverzahnung sind.

7. Zahnradgetriebe nach Anspruch 6 dadurch gekennzeichnet, dass ein erstes Kegelrad des Umkehrgetriebes (UK1) fest mit einem zweiten Kegelrad des Differentialgetriebes (DK2) und ein zweites Kegelrad des Umkehrgetriebes (UK2) fest mit einem ersten Kegelrad des Differentialgetriebes (DK1) verbunden ist und dass das erste Kegelrad des Umkehrgetriebes (UK1) mit der Antriebsachse (An), der Planetenkäfig des Umkehrgetriebes (UK) ein Fixpunkt für das Zahnradgetriebe (ZG) und der Planetenkäfig des Differentialgetriebes (DK) mit der Abtriebsachse (Ab) verbunden ist

8. Zahnradgetriebe nach Anspruch 7 dadurch gekennzeichnet, dass die feste Verbindung des ersten Kegelrades des Umkehrgetriebes (UK1) mit dem zweiten Kegelrad des Differentialgetriebes (DK2) eine innere und die feste Verbindung des zweiten Kegelrades des Umkehrgetriebes (UK2) mit dem ersten Kegelrad des Differentialgetriebes (DK1) eine äußere Schale eines gemeinsamen Lagers tragen.

9. Zahnradgetriebe nach Anspruch 6 dadurch gekennzeichnet, dass eines der Planetenräder des Umkehrgetriebes (UP) mit der Antriebsachse (An) verbunden ist.

10. Zahnradgetriebe nach Anspruch 9 dadurch gekennzeichnet, dass das erste Kegelrad des Umkehrgetriebes

(UK1) von einem besonderen, die Planetenräder (UP) und das zweite Kegelrad des Umkehrgetriebes (UK2) nicht beeinflussenden, im Winkel von 90° zur Abtriebsachse eingreifenden und auf einer eigenen Antriebsachse (AnE) angeordneten Kegelrad (UKe) angetrieben ist.

11. Zahnradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 10 dadurch gekennzeichnet, dass die Umsetzungen der ersten Zahnradkombination und der weiteren Zahnradkombination derart gewählt sind, dass die Differenz ihrer Absolutwerte in Bereich zwischen 1 und 2 Promille liegt.

12. Zahnradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 11 dadurch gekennzeichnet, dass die Abtriebsachse (Ab) als durch das ganze Zahnradgetriebe (ZG) hindurchgreifende Hohlwelle ausgeführt ist.

13. Zahnradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 12 dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsachse (An) von einem Schrittmotor (SM) angetrieben ist und die Abtriebsachse (Ab) senkrecht ausgerichtet und an ihrem oberen Ende kreisscheibenförmig ausgebildet ist .