WO2011000341A1 - Exzenterverstellgetriebe zum verstellen zweier bauteile - Google Patents

Exzenterverstellgetriebe zum verstellen zweier bauteile Download PDF

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Jan Klindworth
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Jan Klindworth
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • F16H1/32—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H49/00—Other gearings
    • F16H49/001—Wave gearings, e.g. harmonic drive transmissions
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/352—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using bevel or epicyclic gear
    • F01L2001/3521—Harmonic drive of flexspline type

Definitions

  • the invention relates to a Exzenterverstellgetriebe for adjusting two components according to the preamble of claim 1.
  • Such adjusting are used inter alia on the articulated arm of an industrial robot, on the joint parts of a car seat, for adjusting a camshaft and as a reduction gear.
  • Adjustments of the known type are e.g. Cyclo gear, harmontc-drive gear or variants of planetary gear.
  • the transmission is driven by an electric motor.
  • the highest possible translation is needed.
  • the transmission should realize a high gear ratio in one gear stage.
  • the present invention is based on the object, an improved
  • a star tooth has elastically bendable radial rod-shaped tooth elements, wherein the star tooth in a preferred embodiment of the invention has a radial excess relative to the tooth contour of the output element, so that the tooth elements are bent laterally in the plane of the star tooth under bias, which leads to a play-free, pressed mounted gearbox.
  • the rod-shaped tooth elements of the star tooth have the advantage that reduces the torsional stiffness of the variable. This may be advantageous in certain applications, so that e.g. rarely occurring maximum loads are cushioned, so that the internal forces in the transmission do not exceed a certain size.
  • the rod-shaped, bendable toothed elements also cause the applied load better distributed to the individual toothed teeth located in the tooth engagement, so that the peak loads are reduced to individual teeth.
  • the bending ability of the tooth elements also has a positive effect on the entire tooth geometry.
  • very small deflections X cause a significant increase in the radii of curvature of the meshing contours, and a higher number of tooth elements, which are simultaneously in meshing engagement.
  • the transmission can realize a large translation with little construction, and to ensure a backlash between input and output, without costly manufacturing processes are necessary.
  • Fig. 1 - a perspective view of a variable transmission.
  • Fig. 2 - an exploded perspective view of this adjustment.
  • Fig. 3 - a planar view of the toothing of the variable transmission.
  • Fig. 4 - a section through the axes of rotation of the adjusting.
  • FIG. 5 shows an enlarged detail view of FIG. 3.
  • Fig. 6 - a representation of the instantaneous poles of the variable transmission.
  • the adjusting mechanism consists of a housing 3, an eccentric shaft 2, a star tooth 1 and a driven element 4 to be driven.
  • a so-called star tooth 1 is offset by an eccentric shaft 2 in circular thrust movements.
  • the star tooth is mounted eccentrically on the eccentric shaft and is guided in a housing 3.
  • the tooth contours 1 b of the star tooth 1 engage in a ring gear 4a, which is rigidly connected to the output element 4, and put this upon rotation of the eccentric shaft 2 in a rotary motion.
  • the eccentric shaft 2 and the ring gear teeth 4a are mounted coaxially in the housing 3.
  • the star tooth contains beam elements 1 a, at the end of each of which a tooth contour 1 b connects, which can engage in the Hohlradierekontur 4b of the ring gear 4a.
  • the tooth contour 1 b is radially inward in a Abstützkontur 1 c, which is in contact with a web contour 3b, which are located at the edges of a plurality of webs 3a, which are rigidly connected to the housing 3.
  • Z h is the number of teeth in the ring gear.
  • Z s is the number one teeth-in the star tooth.
  • the star tooth 1 can be installed with an oversize. Similar to a press fit for a bolt in a bore in which the bolt has a larger size than the bore, and the star tooth 1 can be greater than the available space.
  • the dimensions of the individual components: Hohlradveriereung 4a, web contour 3b and star tooth 1 are to vote for this in the way that creates an excess.
  • the beam elements 1 a bend slightly so that an assembly is possible despite the excess. All gear elements are then braced by the star tooth 1, so that the transmission between the eccentric shaft 2, output element 4 and housing 3 is free of play.
  • the procedure described would be in conventional transmissions too lead to very large internal forces that make either a mounting impossible or cause a very stiff and uneven transmission run.
  • the spring properties of the beam elements on the star tooth 1 cause the internal forces to remain low. About the dimensions of the beam elements 1 a, the internal forces are interpretable.
  • the maximum transmissible by the transmission moments are limited by the bending stresses in the beam elements 1 a.
  • the beam members 1 a can opposite to the load by Radio
  • the beam element 1 a is biased by the value x. This bend causes a bending stress on the beam base 1d.
  • the bending stresses generated on the beam base 1 d by the torque to be transmitted by the transmission are opposite in direction, so that the load limits of the transmission increase as a result of the prestressing.
  • FIG. 6 shows the position of the instantaneous poles (A, B, C, D, E and F) and the instantaneous pole path I between ring gear teeth 4a and beam element K.
  • the bending beam element 1a has been replaced by a rigid beam element K. , which is coupled to the star tooth hub J with a hinge D. Due to the small deflections X, this simplification is permitted to illustrate the relationships.
  • the individual instantaneous poles are as follows:
  • the eccentric shaft L has its instantaneous pole at point A with the housing.
  • the point B is the instantaneous pole between the star-toothed hub J and the eccentric shaft L.
  • the instantaneous pole between the star-toothed hub J and the housing M is located on the straight line a and lies at infinity.
  • the point D is the instantaneous pole between the beam element K and the star-toothed hub J.
  • the straight line d runs from the point D to the instantaneous pole between the star-toothed hub J and the housing M, this point lies at infinity, for this reason the straight line d is a parallel to the straight line a ,
  • the straight lines a and d intersect in the instantaneous pole between the star-toothed hub J and the housing M, ie at infinity.
  • the point H is the point of contact of the beam element K with the housing M or with the web contour 3b.
  • the straight line e is a normal to the supporting contour 1b through the point H.
  • the point H is the point of contact between the supporting contour 1b of the beam element K and the web contour 3b.
  • the instantaneous pole F is the instantaneous pole between the beam element K and the housing 3, and this lies on the straight line e.
  • the instantaneous pole F must also lie on the straight line d, from which it follows that the point of intersection between the straight line e and the straight line d represents the instantaneous pole F.
  • the straight line b extends between the instantaneous F and the point A.
  • the point A is the instantaneous pole between the ring gear 4a and the housing 3.
  • the instantaneous center E, between the beam element K and the ring gear 4a must lie on the straight line b, and is formed by Intersection of the line f with the line b.
  • the straight line f is a normal on the tooth contour 1 b and passes through the point G, which is the point of contact between the tooth contour 1 b on the beam element K and the Hohlradierekontur 4b on the ring gear 4a.
  • the straight line c connects the instantaneous poles D and B.
  • the intersection between the straight line b and the straight line c represents the instantaneous pole C.
  • the point C is the instantaneous pole between the beam element K and the star-toothed hub J.
  • the ratio i can be described by the distances between the instantaneous poles A, C, E and F on the straight line b. AF * CF EF * AC
  • the instantaneous center E assumes further positions on the instantaneous pole path I.
  • the instantaneous polar trajectory I is almost a straight line, which lies relatively low to the points of contact G. Because of this circumstance, the tooth contour 1 b on the beam element K and the ring gear tooth contour 4 b of the ring gear teeth 4 a can have relatively large radii of curvature. In addition, many beam elements can thereby simultaneously be in contact with the ring gear teeth 4a.
  • the favorable position of the instantaneous pole path I is directly related to the bending barge.
  • the straight line e would represent itself as a parallel to the straight line a.
  • the instantaneous pole F would be at infinity and the straight line would be one with the straight line a.
  • the distances between points A - F and points C - F would be infinitely long.
  • the distance A - C is in this case the eccentricity of the eccentric shaft, so a constant size.
  • the distance A - E must be a constant size.
  • the instantaneous polar path I then becomes a circle around the point A.
  • the radii of curvature at the tooth contours 1 b and 4 b would be substantially smaller, and also the number of themselves simultaneously located in contact with the ring gear 4a bar elements K would be smaller.
  • the bending bar tooth thus improves essential geometry sizes of the transmission.

Landscapes

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Abstract

Verstellgetriebe mit einem Gehäuse (3), einem Abtriebselement (4), einer Exzenterwelle (2) und einem Sternzahn (1), der eine Vielzahl elastisch biegbarer Balkenelemente (1a) aufweist, die über eine Zahnkontur (1b) mit einer Hohlradzahnkontur (4b) in Kontakt stehen und die mit einer Abstützkontur (1c) an einer Stegkontur (3b) des Gehäuses (3) anliegen.

Description

Exzenterverstellgetriebe 2um Verstellen zweier Bauteile
Die Erfindung betrifft ein Exzenterverstellgetriebe zum Verstellen zweier Bauteile gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1. Derartige Verstellgetriebe werden unter Anderem am Gelenkarm eines Industrieroboters, an den Gelenkteilen eines Autositzes, zum Verstellen einer Nockenwelle und als Untersetzungsgetriebe verwendet.
Verstellgetriebe der bekannten Art sind z.B. Cyclo-Getriebe, Harmontc-Drive- Getriebe oder Varianten von Planetengetriebe. Bei den meisten Anwendungsfällen wird das Getriebe von einem Elektromotor angetrieben. Um die Größe des Elektromotors klein zu halten wird eine möglichst hohe Übersetzung benötigt. Um die Größe des Getriebes klein zu halten, sollte das Getriebe in einer Getriebestufe eine hohe Übersetzung realisieren.
Diese Anforderungen werden von den oben genannten Getriebetypen relativ gut erfüllt.
Ein weiteres Merkmal für solche Getriebe ist die Teilevielfalt und der damit einhergehende Bauaufwand. Für einige Anwendungen wird ein spielarmes oder sogar spielfreies Verstellgetriebe gefordert. Die Größe des freien Spiels kann bei den üblichen Verstellgetrieben nur über eine Begrenzung der Fertigungstoleranzen reduziert werden.
Außerdem wird in der Regel ein Mindestspiel benötigt, um die Funktion des Getriebes zu gewährleisten. Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein verbessertes
Verstellgetriebe anzugeben.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen gekennzeichnet.
Die Erfindung sieht vor, daß ein Sternzahn elastisch biegbare radiale, stabförmige Zahnelemente hat, wobei der Sternzahn in einer bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung ein radiales Übermaß gegenüber der Zahnkontur des Abtriebselementes aufweist, so daß die Zahnelemente in der Ebene des Sternzahns unter Vorspannung seitlich gebogen sind, was zu einem spielfreien, verpreßt montierten Getriebe führt.
Bei einer mit Spiel behafteten Montage bieten die stabförmigen Zahnelemente des Sternzahns den Vorteil, daß sich die Drehsteifigkeit des Verstellgetriebes verringert. Dies kann bei bestimmten Anwendungen von Vorteil sein, so können dadurch z.B. selten auftretende Maximallasten abgefedert werden, so daß die inneren Kräfte im Getriebe eine bestimmte Größe nicht überschreiten.
Die stabförmigen, biegbaren Zahnelemente bewirken auch, daß sich die anliegende Last besser auf die einzelnen im Zahneingriff befindlichen Zahnelemente verteilt, so daß die Spitzenlasten an einzelnen Zähnen verringert werden.
Die Biegemöglichkeit der Zahnelemente wirkt sich auch positiv auf die gesamte Verzahnungsgeometrie aus. So bewirken schon sehr geringe Auslenkungen X eine wesentliche Vergrößerung der Krümmungsradien an den Zahneingriffskonturen, und eine höhere Anzahl von Zahnelementen, die sich gleichzeitig im Zahneingriff befinden. Das Getriebe kann mit geringem Bauaufwand eine große Übersetzung realisieren, und dazu eine Spielfreiheit zwischen An- und Abtrieb gewährleisten, ohne daß kostspielige Fertigungsverfahren notwendig werden.
Nachstehend wird eine bevorzugte Ausführungsform der Erfindung anhand von Zeichnungen im einzelnen beschrieben. Es zeigen:
Fig. 1 - eine perspektivische Darstellung eines Verstellgetriebes.
Fig. 2 - eine perspektivische Explosionsdarstellung dieses Verstellgetriebes.
Fig. 3 - eine ebene Ansicht auf die Verzahnung des Verstellgetriebes.
Fig. 4 - einen Schnitt durch die Drehachsen des Verstellgetriebes.
Fig. 5 - eine vergrößerte Detailansicht von Figur 3.
Fig. 6 - eine Darstellung der Momentanpole des Verstellgetriebes.
Das Verstellgetriebe besteht aus einem Gehäuse 3, einer Exzenterwelle 2, einem Sternzahn 1 und aus einem anzutreibenden Abtriebselement 4.
Erfindungsgemäß ist vorgesehen, dass ein sogenannter Sternzahn 1 von einer Exzenterwelle 2 in Kreisschub-Bewegungen versetzt wird. Der Sternzahn ist hierzu auf der Exzeπterwelle exzentrisch gelagert und wird in einem Gehäuse 3 geführt. Die Zahnkonturen 1 b des Sternzahns 1 greifen in eine Hohlradverzahnung 4a ein, die starr mit dem Abtriebselement 4 verbunden ist, und versetzen dieses bei Drehung der Exzenterwelle 2 in eine Drehbewegung. Die Exzenterwelle 2 und die Hohlradverzahnung 4a sind koaxial in dem Gehäuse 3 gelagert. Der Sternzahn enthält Balkenelemente 1 a, an deren Ende jeweils eine Zahnkontur 1 b anschließt, die in die Hohlradzahnkontur 4b der Hohlradverzahnung 4a eingreifen kann. Die Zahnkontur 1 b geht radial innen in eine Abstützkontur 1 c über, die in Kontakt mit einer Stegkontur 3b steht, die sich an den Rändern einer Vielzahl von Stegen 3a befinden, die starr mit dem Gehäuse 3 verbunden sind.
Das Übersetzungsverhältnis i ergibt sich nach der Gleichung
Z^Z5
Zh
Zh ist die Anzahl der Zähne im Hohlrad.
Zs ist die AnzahWer Zähne-im Sternzahn.
Für einen einfachen Aufbau des Getriebes ist es vorteilhaft, alle Elemente in einer Ebene anzuordnen. Um dies zu ermöglichen, wird die Zähnezahl am Sternzahn 1 reduziert. Hat z.B. das Hohlrad 81 Zähne, der Sternzahn 80 Zähne, so ergibt sich ein Übersetzungsverhältnis von i = 1 /81. Damit die Stege 3a und die Abstützkontur 1 c am Sternzahn 1 in einer Ebene liegen, wird vorgeschlagen, beim Sternzahn 1 z.B. nur jeden 4 ten Zahn auszugestalten. Der dadurch freiwerdende Raum kann dann von den Stegen 3a besetzt werden.
Zur Realisierung von Spielfreiheit kann der Sternzahn 1 mit einem Übermaß verbaut werden. Ähnlich wie bei einer Preßpassung für einen Bolzen in einer Bohrung, bei der der Bolzen ein größeres Maß hat als die Bohrung, kann auch der Sternzahn 1 größer sein als der zu Verfügung stehende Raum.
Die Maße der einzelnen Bauteile: Hohlradverzahnung 4a, Stegkontur 3b und Sternzahn 1 sind hierzu in der Art abzustimmen, dass ein Übermass entsteht. In diesem Fall verbiegen sich, mit der Montage des Sternzahnsi in das Getriebe, die Balkenelemente 1 a geringfügig, so dass trotz Übermass eine Montage möglich ist. Alle Getriebeelemente werden dann vom Sternzahn 1 verspannt, so daß das Getriebe zwischen Exzenterwelle 2, Abtriebselement 4 und Gehäuse 3 spielfrei ist. Die beschriebene Vorgehensweise würde bei herkömmlichen Getrieben zu sehr großen inneren Kräften führen, die entweder eine Montage unmöglich machen oder die einen sehr schwergängigen und ungleichmäßigen Getriebelauf verursachen. Bei dem erfindungsgemäßen Getriebe führen die Federeigenschaften der Balkenelemente am Sternzahn 1 dazu, daß die inneren Kfäfte gering bleiben. Über die Abmaße der Balkenelemente 1 a sind die inneren Kräfte auslegbar.
Die vom Getriebe maximal übertragbaren Momente werden durch die Biegespannungen in den Balkenelementen 1 a begrenzt. Um dieses Moment zu erhöhen, können die Balkenelemente 1 a entgegengesetzt zur Belastung durch das Betriebsraomenl vorgespanoi vMβrdeaτ-figtιr-5 :zeigt~eine vergrößerte Ansicht auf ein Balkenelement 1 a. Hier ist das Balkenelement 1 a um den Wert x vorgespannt. Diese Biegung verursacht am Balkenfuß 1d eine Biegespannung. Die durch das vom Getriebe zu übertragende Moment erzeugten Biegespannungen am Balkenfuß 1 d sind in ihrer Richtung entgegengesetzt, so dass sich durch die Vorspannung die Belastungsgrenzen des Getriebes erhöhen.
Der vorgespannte, sich biegende Balkenzahn muß bei der Auslegung der gesamten Getriebegeometrie berücksichtigt werden. Durch das sich biegende Balkenelement 1 a hat das Getriebe quasi mehr Einzelteile, die sich zueinander bewegen. Das Balkenelement 1 a bewegt sich wie ein Biegebalken. Figur 6 zeigt die Position der Momentanpole (A,B,C,D,E und F) und der Momentanpolbahn I zwischen Hohlradverzahnung 4a und Balkenelement K. Zur einfacheren Beschreibung der Zusammenhänge ist das sich biegende Balkenelement 1 a durch ein starres Balkenelement K ersetzt worden, welches an der Sternzahnnabe J mit einem Drehgelenk D gekoppelt ist. Bedingt durch die geringen Auslenkungen X ist diese Vereinfachung zur Veranschaulichung der Zusammenhänge zulässig.
Die einzelnen Momentanpole ergeben sich wie folgt: Die Exzenterwelle L hat im Punkt A ihren Momentanpol mit dem Gehäuse. Der Punkt B ist der Momentanpol zwischen der Sternzahnnabe J und der Exzenterwelle L. Der Momentanpol zwischen Sternzahnnabe J und dem Gehäuse M befindet sich auf der Geraden a und liegt im Unendlichen. Der Punkt D ist der Momentanpol zwischen dem Balkenelement K und der Sternzahnnabe J. Die Gerade d verläuft vom Punkt D zum Momentanpol zwischen Sternzahnnabe J und dem Gehäuse M, dieser Punkt liegt im Unendlichen, aus diesem Grunde ist die Gerade d eine Parallele zur Geraden a. Die Geraden a und d schneiden sich im Momentanpol zwischen Sternzahnnabe J und dem Gehäuse M , also im Unendlichen. Der Punkt H ist der Kontaktpunkt des Balkenelementes K mit dem Gehäuse M bzw. mit der Stegkontur 3b.
Die Gerade e ist eine Normale zur Abstützkontur 1b durch den Punkt H.. Der Punkt H ist der Berührungspunkt zwischen der Abstützkontur 1b des Balkenelementes K und der Stegkontur 3b. Der Momentanpol F ist der Momentanpol zwischen dem Balkenelement K und dem Gehäuse 3, und dieser liegt auf der Geraden e. Der Momentanpol F muss aber auch auf der Geraden d liegen, woraus folgt, dass der Schnittpunkt zwischen der Geraden e und der Geraden d, den Momentanpol F darstellt. Die Gerade b verläuft zwischen den Momentanpol F und dem Punkt A. Der Punkt A ist der Momentanpol zwischen der Hohlradverzahnung 4a und dem Gehäuse 3. Der Momentanpol E, zwischen Balkenelement K und der Hohlradverzahnung 4a muss auf der Geraden b liegen, und wird gebildet vom Schnittpunkt der Geraden f mit der Geraden b. Die Gerade f ist eine Normale auf der Zahnkontur 1 b und läuft durch den Punkt G, welcher der Berührungspunkt zwischen der Zahnkontur 1 b auf dem Balkenelement K und der Hohlradzahnkontur 4b auf der Hohlradverzahnung 4a ist.
Die Gerade c verbindet die Momentanpole D und B. Der Schnittpunkt zwischen der Geraden b und der Geraden c stellt den Momentanpol C dar. Der Punkt C ist der Momentanpol zwischen dem Balkenelement K und der Sternzahnnabe J.
Die Übersetzung i lässt sich durch die Abstände zwischen den Momentanpolen A, C, E und F auf der Geraden b beschreiben. AF * CF EF * AC
Bei Drehung der Exzenterwelle 2 nimmt der Momentanpol E weitere Positionen auf der Momentanpolbahn I ein. Die Momentanpolbahn I ist nahezu eine gerade Linie, die relativ günstig zu den Berührungspunkten G liegt. Aufgrund dieses Umstandes können die Zahnkontur 1 b am Balkenelement K und die Hohlradzahnkontur 4b der Hohlradverzahnung 4a relativ große Krümmungsradien aufweisen. Außerdem können dadurch viele Balkenelemente gleichzeitig im Kontakt mit der Hohlradverzahnung 4a stehen.
Die günstige Lage der Momentanpolbahn I steht in unmittelbaren Zusammenhang mit dem sich biegenden Balkenzahn.
Wäre das Balkenelement K biegestarr mit der Sternzahnnabe J verbunden, dann würde sich die Gerade e als eine Parallele zur Geraden a darstellen. Der Momentanpol F befände sich im Unendlichen und die Gerade b währe eins mit der Geraden a. Die Strecken zwischen den Punkten A - F, und den Punkten C - F wären unendlich lang.
Die Übersetzung i ergibt sich in diesem Fall wie folgt:
AE AC
Die Strecke A - C ist in diesem Fall die Exzentrizität der Exzenterwelle, also eine konstante Größe. Dadurch muss bei konstanter Übersetzung auch die Strecke A - E eine konstante Größe sein. Die Momentanpolbahn I wird dann zu einem Kreis um den Punkt A. In diesem Fall wären die Krümmungsradien an den Zahnkonturen 1 b und 4b wesentlich kleiner, und auch die Anzahl der sich gleichzeitig im Kontakt mit der Hohlradverzahnung 4a befindlichen Balkenelemente K wäre geringer.
Der sich biegende Balkenzahn verbessert also wesentliche Geometriegrößen des Getriebes.

Claims

Patentansprüche:
1. Verstellgetriebe mit einem Gehäuse (3),
einem Abtriebselement (4) und einer Exzenterwelle (2),
ferner gekennzeichnet durch
einen Sternzahn (1 ), der eine Vielzahl elastisch biegbarer Balkenelemente
(1 a) aufweist, die über eine Zahnkontur (1b) mit einer Hohlradzahnkontur
(4b) in Kontakt stehen und die mit einer Abstützkontur (1 c) an einer
Stegkontur (3b) des Gehäuses (3) anliegen.
2. Vepstellgetriebe nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet,
daß der Sternzahn (1) ein radiales Übermaß hat, so daß die Balkenelemente (1 a) in der Ebene des Sternzahns (1) seitlich unter Vorspannung gebogen sind.
3. Verstellgetriebe nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Balkenelemente (1a) bei radialem Übermaß oder ohne radiales Übermaß des Sternzahns (1) entgegensetzt zur Belastung durch das Betriebsdehmoment um eine Strecke (x) vorgespannt sind.
4. Verstellgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3,
dadurch gekennzeichnet,
daß das Gehäuse (3), das Abtriebselement (4) und die Exzenterwelle (2) koaxial zueinander gelagert sind.
5. Verstellgetriebe nach den Ansprüchen 1 bis 4,
dadurch gekennzeichnet,
daß der Sternzahn (1) exzentrisch auf der Exzenterwelle (2) gelagert ist.
6. Verstellgetriebe nach den Ansprüchen 1 bis 5
dadurch gekennzeichnet,
daß die Balkenelemente (1a) elastische Biegebewegungen ausführen.
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