WO2011109843A1 - Eccentric cam disc mechanism - Google Patents

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WO2011109843A1
WO2011109843A1 PCT/AT2011/000113 AT2011000113W WO2011109843A1 WO 2011109843 A1 WO2011109843 A1 WO 2011109843A1 AT 2011000113 W AT2011000113 W AT 2011000113W WO 2011109843 A1 WO2011109843 A1 WO 2011109843A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
cam
eccentric
gear
rolling elements
ring
Prior art date
Application number
PCT/AT2011/000113
Other languages
German (de)
French (fr)
Inventor
Karl Ronald SCHÖLLER
Original Assignee
Schoeller Karl Ronald
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Schoeller Karl Ronald filed Critical Schoeller Karl Ronald
Publication of WO2011109843A1 publication Critical patent/WO2011109843A1/en

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Classifications

    • 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
    • F16H25/00—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms
    • F16H25/04—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms for conveying rotary motion
    • F16H25/06—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms for conveying rotary motion with intermediate members guided along tracks on both rotary members

Definitions

  • the invention relates to an eccentric cam gear for under- or translation of speeds according to the preamble of claim 1.
  • the entire output load is on a so-called Flexspline, which is designed as a flexible metal pot.
  • the wall thickness of the metal pot is limited by the requirement for flexibility, therefore limits the load capacity of the output shaft.
  • the high-torque transmission takes place only in two toothing areas, namely in the two deformation areas of the Flexspline with the largest curvature.
  • a disadvantage of planetary differential gears is the compactness that is difficult to achieve. In robot transmissions Antriebsmo ⁇ tor should be placed as possible inside the transmission. Planetenrä ⁇ with larger diameters are in the way. Smaller planetary gears, however, are not accessible from the coaxial drive pinion of the Elect ⁇ romotors because the drive pinion can not have a larger diameter than the planetary gears.
  • Cycloid gears advantageous in which the output load is divided into a plurality of rollers which are arranged in a circle around the cam.
  • the load is unbalanced.
  • Load ⁇ symmetry was prepared in the prior art by adjacently arranged and mutually rotated ⁇ cams.
  • cycloidal transmissions of the type in DE 44 19 432 this can be remedied by a structurally complex roller bearing of each individual roller; otherwise, increased wear can be counteracted only by lubrication and increased energy input.
  • Another disadvantage of cycloidal transmissions is the non-uniform running of the rollers in forced rolling, which limits the application of this type of transmission.
  • the object of the invention is in contrast, to create a kompak ⁇ tes, highly resilient eccentric cam gear of the initially mentioned kind, which has a low wear ⁇ inclination and also saves space in an integrated engine-transmission unit or gearbox generator Unit is used.
  • the eccentric cam gear has a cam and / or a cam ring, which is freely rotatably mounted on an eccentric and oscillates circularly about a drive axis.
  • the cam has a corrugated outer surface as a substantially axial extrusion surface; the cam ring accordingly has a corrugated inner surface as axi ⁇ ale extrusion surface.
  • the cam drives rolling elements, which are arranged in a circle around the cam. This arrangement basically corresponds to known cycloidal transmissions.
  • a geometric shape of the pairing WälzSystem cam is provided which causes a substantially friction friction-free rolling of the cam-shaped rolling elements on the cam when driving the Excen- ters including cam.
  • the proportionality between the rotational speed of the connecting shaft and the rotational speed of the rolling elements By their main axes can be used in particular to rigidly connect each rolling element, each with a planetary gear of a planetary gear on a common axis of rotation.
  • the tarp ⁇ tenzier mesh then in synchronism with at least one ring gear and / or with at least one sun gear and effect a speed difference between them.
  • the speed difference could then, for example, drive the ring gear when the sun gear is rigidly connected to a reference part.
  • the above considerations apply analogously to the cam ring, which is defined by a wavy or wavy inner contour. To avoid inhibition at the dead centers of the rolling elements, it may be expedient to attach to the wavy outer surface of the cam or on the wavy inner surface of the cam ring milled or flattened, the same applies to the rolling elements.
  • the cam-shaped rolling elements essentially have an elliptical, oval or dumbbell-like cross section, but the main axes of the cross sections do not have to be perpendicular to one another, meaning for designs in which the rolling elements roll between a cam disc and a cam ring.
  • each cam-shaped rolling element is substantially rigidly connected to at least one gear located on a common axis of rotation with a number of teeth to a cam gear with a number of teeth, which cam gear meshes with at least one adjacent toothed or hollow ⁇ rad. Due to the proportionality of the rotational movement of the top-shaped rolling elements to the eccentric speed, vibrations and noises are avoided; Above all, a rigid coupling of the rolling elements to gears in the form of planetary gears of a planetary gear is made possible, which move uniformly and always synchronously at a constant input speed.
  • the coupling to a planetary gear as a second gear stage is possible in other ways, such as by a drive pinion meshes with the planet, but less space-saving.
  • a possible drive pinion should have a smaller pitch diameter in a reduction gear than the planets. This circumstance requires planetary gears with such large diameters that there is no space left within the planet wheels for a drive motor for an integrated engine-gearbox unit.
  • the number of cam-shaped rolling elements for the cam is 1 larger than the shaft number of the cam or an integral fraction thereof or for the cam ring by 1 smaller than the wavenumber of the cam ring or an integral fraction thereof. (An integer fraction is 1/2, 1/3, 1/4, etc.).
  • Cycloidal In the leadership of the rollers takes place when the ⁇ se are outside of the cam, generally by sliding bearing on a peripheral ring which wraps around the rollers partially.
  • the cam-shaped rolling elements of the present invention do not require this guidance because the rigid connection to the planetary gears defines the position and orientation of the cam-shaped rolling bodies. With high manufacturing precision and the planet gears need no otherwise usual bearing cage or even rolling bearings. Because the cam gear has cams only in a first, high-speed gear stage, so in this area is not exposed to high torque, the number of cam-shaped rolling elements can be reduced in an advantageous manner (to integer fractions). This reduction also reduces the number of teeth required for a given reduction ratio of the connected Planetengetrie ⁇ be stage, if this is designed as a differential gear stage.
  • the cam gears mesh with two toothed connection shafts different numbers of teeth, so that a relative movement between the connection ⁇ waves can be achieved.
  • the ratio between the number of teeth of the cam gear and the number of teeth of the connecting shaft ent ⁇ speaks the ratio between the circumference of the cam gear and the circumference of the cam, a rotation of the cam is prevented to one of the connecting shafts. This allows the implementation of cable strands, etc. outside the internal drive motor through an opening in the cams.
  • 1 a to 1 c each show a view of a single-stage cycloidal transmission according to the prior art, which has roller bearings, so that no sliding friction occurs;
  • FIGS. 1 a to 1 c shows a longitudinal section through the known cycloidal gear according to FIGS. 1 a to 1 c;
  • 2a and 2b are each a view of two offset by 180 ° cams for a cycloid gear according to the prior art
  • 3a and 3b is a view and a schematic view of a friction frictional WälzSystem-cam pair according to an embodiment of the invention
  • 4a to 4j schematically shows the sequence when rolling out ⁇ lie ⁇ gender rolling elements according to FIG. 3 on a corresponding curve ⁇ disc, wherein the rolling elements move relative to the cam along an epicycloid;
  • 5a to 5d each show a view of a single-stage gear ⁇ arrangement according to an embodiment of the invention, wherein the rolling elements are rigidly connected to planetary gears, and the output in the same manner as in the known cycloidal drive according to the Fig. La to ld;
  • FIG. 6a to 6d is a partial sectional view, half-section, a longitudinal section and a detail view of a wide ⁇ ren embodiment of the invention, which has as a two-step Ge ⁇ gear arrangement has two 180 ° offset from each other cams;
  • Fig. 7a to 7c show two views and a longitudinal section of a two-stage ⁇ Zykloidengetriebes according to prior art; 8 shows a longitudinal section through a particularly space-saving design of an integrated motor-gear unit with an eccentric cam gear according to the invention and an electric motor;
  • 9a and 9b are each a partially sectioned view of the motor-gear unit of FIG. 8;
  • FIGS. 8 and 9 are exploded views of the engine-transmission unit according to FIGS. 8 and 9;
  • 11 to 15 are views for illustrating the sequence of assembly of the motor-gear unit according to FIGS. 8 to 10.
  • Fig. 16 in longitudinal section a steering superposition gear according to another embodiment of the invention, with a cam ring and internal rolling elements which move relative to the cure ⁇ venular along a hypocycloid.
  • Fig. 17 is a partially sectioned view of the transmission of FIG. 16;
  • Fig. 18 is a schematic view illustrating the friction friction-free pairing cam ring and internal rolling elements with Hypozykloide according to the embodiment in Figures 16 and 17.
  • FIG. 19 is an exploded view of the steering superposition gear shown in FIGS. 16 to 18; FIG.
  • Figure 20a to 20d a further embodiment of erfindungsge ⁇ MAESSEN eccentric cam gear, wherein the Wälzkör ⁇ per pass on both an outer surface of a cam plate as well as on an inner surface of a cam ring.
  • FIG. 22 is an exploded view of the eccentric cam gear according to FIGS. 20 and 21.
  • Figs. 1 and 2 is an embodiment of a respective
  • the Zykloi- dengetriebe has a high-speed drive and to ⁇ wave circuit 1, which is embodied as a crankshaft having a crank pin or eccentric member 2, and a cam 3 having ei ⁇ ner undulating outer contour.
  • the cam 3 is rotatably mounted on the eccentric 2.
  • the outer contour of the cam 3 consists of equal sections whose shape is derived from a cycloid (or trochoid), which is the equidistant of a truncated epi- or hypocycloids.
  • a bearing cage 4 is arranged concentrically to the drive or connecting shaft 1, which is part of a stationary gear housing.
  • the bearing cage 4 carries mutually equidistant rollers 5 a well-defined number.
  • a concentrically arranged to the drive or connecting shaft 1 output shaft 6 carries a disc with a number of stored it beidebolzen 7. These engage in as many holes 8 of the cam 3 eccentric and transmit the eccentric rotation of the cam 3 to the output shaft 6
  • An ⁇ drive or connecting shaft 1 roll the rollers 5 on the cam 3, are retained at the same time by the stationary bearing cage 4, therefore move the cam 3 and the driving pin 6, the output shaft 6.
  • the angular velocity of the output shaft 6 is proportional to Angular velocity of the drive or connecting shaft 1. This property results from the geometric relationship between the circular movement of the drive or connecting shaft 1 and the cycloid shape of the cam 3.
  • the angular velocity of the rollers 5 about their own axis is not proportional: the rollers 5 lead uniform circulation of the bearing cage 4 a superimposed torsional vibration.
  • the torsional vibrations of all rollers 5 of the arrangement are out of phase with each other.
  • a known cycloidal transmission with more than one, here two, cams 3 are shown, which are mounted on two eccentrics 2 offset by 180 °.
  • Each roller 5 engages simultaneously in both cams 3, so that it is because of Phase shift to a periodic change between rolling and sliding on the rolling or sliding surfaces of the rollers 5 comes.
  • vibrations are disadvantageously caused.
  • This can be solved by a separation and independent storage of roller halves 11, 12, which is achieved in the embodiment shown in Fig. 2 by sliding bushes on a common bolt.
  • the embodiment of the invention avoids oscillating sliding body. With the replacement of the peripheral rollers 5 by cam-shaped rolling elements 13, which roll essentially free of friction, the torsional vibrations are completely avoided.
  • cam-shaped rolling elements 13 are provided, which in particular have an ellipse-like, oval or dumbbell-like cross-section.
  • a preferred embodiment is shown with elliptical rolling elements 13, which roll on a correspondingly shaped outer surface of the cam disc 3.
  • the outer surface of the cam disc 3 is designed in accordance with the rolling movement of the cam-shaped rolling bodies 13 on the cam disc 3. From the variation of the relevant parameter - eccentricity of Ex centers 2, wave amplitude of the corrugated external surface of the curves ⁇ disc 3 and phase position of the extreme values of the corrugated outer surface - can also barbell-like rolling elements 13 result, which set in an essentially stictionless rolling on the cam 3 are.
  • Such rolling elements 13 may possibly only be more centrally symmetrical about the axis of rotation, this in contrast to the doubly mirror-symmetrical cross-sectional shape of the ellipse-like rolling elements 13.
  • Fig. 3b the timing of the movement between the cam-shaped rolling elements 13 and the cam 3 is shown schematically ⁇ table.
  • the cam 3 was assumed to be fixed and the relative movement of the cam-shaped rolling elements 13 to the cam 3 during a Crank circulation shown.
  • the center points of the cam-shaped rolling elements 13 thereby move on a shortened Epizykloi ⁇ de 17.
  • the Ellipsenähnlichen rolling elements 13 adapted cure ⁇ disc 3 differs from the cycloid form known cycloidal gear from when rolling of bodies with a circular cross section in the type of roles 5 arises.
  • Fig. 4 the rolling movement is illustrated by superposition of a virtual "secondary teeth" 18 via cam 3 and cam-shaped rolling elements 13, equivalent to the Gleitreibungswin the storage of the cam-shaped rolling elements 13th
  • Each differential gear 3 has connecting shafts.
  • a ⁇ set as a reduction gear then a shaft is fixed to ⁇ ordered (ie rigidly connected to the housing) and the two remaining waves serve the input and output.
  • the exchange of drive or connecting shaft 1 and output shaft 6 at Ge ⁇ drives without self-locking makes a reduction gear from a transmission gear.
  • FIGS. 6a to 6d a two-stage reduction gear is shown, which substantially corresponds to the transmission of FIGS. 5a to 5d, however, as in known cycloidal transmissions usual, here two rotated by 180 ° cams 3 were ⁇ set. This results in a balancing of the load.
  • the cams 3 arranged next to one another are in engagement with cam-shaped rolling bodies 13 (see FIG. 6a) lying in pairs on a common axis and offset by 90 ° relative to one another.
  • the internally toothed ring gear 21 of Figure 5c is replaced by two coaxial and adjacent ring gears 32, 33 which mesh with cam gears 29 (ie gears 20 coupled to cam-shaped rolling elements 13).
  • One of the two ring gears 32, 33 is considered stationary, the other represents the output shaft. Due to the unequal number of teeth of the two ring gears 32, 33 results in operation, a relative movement between the ring gears 32, 33.
  • the gears 20 have manufacturing reasons, only a continuous tooth geometry, the different numbers of teeth of the two meshing with the cam gears ring gears 32, 33rd are achieved by profile shift (see the detail view of FIG. 6d).
  • a central output shaft 6 with the drive pin 7 of the single-stage version is omitted in the two-stage variant.
  • the cycloidal gear with four cams 3 requires a lot of space for a (mandatory) rigid connection 38 between the outer cams. 3
  • an electric motor 39 drives two cam disks 3 via its drive or connecting shaft 1 and a rigidly connected double eccentric 41.
  • the cams 3 drive a number of cam gears 29 with cam-shaped rolling elements 13.
  • Connection ⁇ waves 44, 45 mesh with their external teeth with the cam gears 29.
  • the connecting shaft 44 is by screwing rigidly connected to the electric motor 39 and radially mounted against the connection ⁇ shaft 45 with a needle bearing 46.
  • the cam gears 29 have bearing rings 48, which are used for the radial position ⁇ tion of the cam gears 29 against the connecting shafts 44, 45 and the axial bearing of the connecting shafts 44, 45.
  • To ⁇ together with an outer support ring 47 is a lifting of the cam gears 29 of the Verzah ⁇ openings of the connecting shafts 44, 45 prevented by the bearing rings 48.
  • the support ring 47 has an internal toothing, which meshes with the No ⁇ cken gears 29.
  • the gearing is not essential for the function, but significantly increases the load capacity of the gearbox.
  • the gearing takes the torsional and shear load from the cam gears 29, because the torque between the connecting shafts 44, 45 thus on the support ring 47 - and not on the slender cross-section of the cam gears 29 - acts.
  • the gears 20 may be made of plastic.
  • Figures 9a and 9b show the ends of a cable string 49 (collision-free).
  • Figure 10 includes an exploded view of the assembly.
  • FIGS. 8 to 15 illustrate the assembly of the individual components of the eccentric cam gear according to FIGS. 8 to 15.
  • FIG. 11 is a diagrammatic representation of FIG. 11
  • FIG. 12 is a diagrammatic representation of FIG. 12
  • FIG. 1 is a diagrammatic representation of FIG. 1:
  • FIGS. 16 to 19 show an embodiment of the eccentric cam gear as a steering angle actuator for vehicles.
  • a cam ring 59 is provided with inner cam-shaped rolling elements 13, which can meet the Abrollbedingung.
  • the cam ring 59 may conveniently be referred to as an inverse cam.
  • the center of gravity of the cam-shaped rolling elements 13 thereby moves relative to the curve ring 59, which is assumed to be stationary for this consideration, on a shortened hypocycloid 68.
  • a stator 55 of an electric motor Concentric with the steering wheel side steering shaft 54 sits a stator 55 of an electric motor, which is mounted torsionally rigid with a tab 56 relative to the vehicle body.
  • the rotor 57 with its drive shaft or connecting shaft 1 designed as a hollow shaft, surrounds the steering shaft 54 and is mounted thereon.
  • Part of the hollow shaft are two eccentric 2, which drive via two rolling bearing units with cam rings 59.
  • the cam rings 59 act on the cam-shaped rolling elements 13 of cam gears 29.
  • the two-part connecting shaft 62 is connected via a screw 63 and a rotation lock 64 with the steering wheel ⁇ side steering shaft 54 and has an internal toothing, which meshes with the cam gears 29 ,
  • the second connecting shaft 65 also has an internal toothing - with different numbers of teeth compared to the connecting shaft 62 - and represents the Vorderachs workede steering shaft. It has at least one mounting hole 66 for screwing the cam gears 29.
  • An externally toothed support ring 47 is used - as in the previous Embodiment described - for storage and unloading ⁇ tion of the cam gears 29.
  • FIGS. 20 to 23 A further embodiment of the eccentric cam gear is shown in FIGS. 20 to 23;
  • the arrangement is fundamentally analogous to that of US 1,773,568, but with substantially friction-friction-free contact by rolling, cam-shaped rolling elements 13, as described above.
  • At least one cam-shaped rolling element 13 rolls both on a corrugated outer surface (corresponding to a cam disc 3) and on a corrugated inner surface (corresponding to a cam ring 59).
  • the mirror symmetry of elliptical rolling elements (13) is generally lost. Additional geometric features are a prerequisite: on the one hand, the cam-shaped rolling elements 13 on a cam ring 59 partly different cross-sectional geometries, on the other hand, the distances between each two adjacent cam-shaped rolling elements 13 are generally not the same. Number and location of the rolling elements are - as in the versions with only one cam or only one cam ring - of the wave number of a cam 3 with the associated cam ring dependent. The wave number of a cure ⁇ venringes 59 is always at four larger than that of the associated cam. 3
  • the gearbox has a high-speed shaft 1 with an eccentric 2 and two slow-speed connecting shafts 72, 77, of which the outer connecting shaft 72 expediently serves as a housing.
  • the eccentric 2 drives a cup-shaped eccentric wheel 71, whose wavy inner contour corresponds to a cam ring 59 and the wavy outer contour of a cam 3.
  • the eccentric 71 faces the connecting shaft 72 on its radial outer side, which has a corrugated inner surface.
  • the inside of the eccentric wheel 71 faces the connecting shaft 77, which has a corrugated outer surface. In between are inner and outer cam-shaped rolling elements 13.
  • the connecting shafts 72 and 77 are arranged concentrically with the shaft 1, while the eccentric wheel 71 by its eccentric movement together with the connecting shaft 72 and 77 each forms a gap, with each rotation on one side narrowed and extended on the other side. This forces those in the narrowing gap located oval or dumbbell-like rolling elements 13 in a tangential at maximum constriction, if they - as assumed - held radial alignment at the beginning of the constriction.
  • the thereby located in the "clamp" cam-shaped rolling elements 13 are based on the contact surfaces and drive the cam and cam ring tangentially apart.
  • the cam-shaped rolling bodies 13 are not defined in position and orientation and require guidance - not least because they must be aligned radially at the beginning of the next gap narrowing.
  • This task is performed by two guide rings 79, 80 for the inner cam-shaped rolling elements 13.
  • the inner cam-shaped rolling elements 13 are in three parts and have in the middle a region 81 with a rolling surface which is rotated by 90 ° against the rolling surfaces of its edge regions.
  • the central area serves to roll with the floating arranged guide rings 79, 80 and causes a rotation of the same by half a wavelength against the cam and cam ring of the Excenterrades 71 and a permanent radial displacement by the double eccentricity of the eccentric 74.
  • the area 81 of the inner cam-shaped rolling elements 13 causes the cam-shaped rolling elements 13 between eccentric 71 and connecting shaft 77 is always in a narrowing gap when expanded between the guide rings 79 and 80 of the gap and vice versa. As a result, all inner cam-shaped rolling elements 13 are defined in position and position at all times.
  • the guide rings 79, 80 act like a suspension.

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Abstract

The invention relates to an eccentric cam disc mechanism having at least one cam disc (3) which has an outer surface with an undulating outer contour, and/or having at least one cam ring (59) which has an inner surface with an undulating inner contour, wherein the cam disc (3) or the cam ring (5) is mounted on an eccentric (2) of a drive or connecting shaft (1), wherein a number of lobe-shaped rolling bodies (13) are provided which are designed to roll on the correspondingly shaped outer or inner surface of the cam disc (3) or of the cam ring (59) respectively, such that a rotation of the drive or connecting shaft (1) effects a rotational speed, which is substantially proportional to the rotational speed of the drive or connecting shaft (1), of the lobe-shaped rolling bodies (13) about their main axes.

Description

Excenter-Kurvenscheibengetriebe  Eccentric cam gear
Die Erfindung betrifft ein Excenter-Kurvenscheibengetriebe zur Unter- oder Übersetzung von Drehzahlen gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruches 1. The invention relates to an eccentric cam gear for under- or translation of speeds according to the preamble of claim 1.
Im Stand der Technik sind verschiedene Getriebetypen bekannt, mit welchen hohe Unter- bzw. Übersetzungsverhältnisse zwischen Antriebs- und Abtriebswelle bei kompakten Abmessungen erzielbar sind. Dies ist für den Einsatz in einem Robotergelenk (integ¬ rierte Motor-Getriebe-Einheit) , in einer Radnaben-Motor- Getriebe-Einheit zum Antrieb von Elektrofahrzeugen oder in einer Getriebe-Generator-Kombination bei Windkraftwerken bedeutend. Hierzu zählen Zykloiden- bzw. Cyclo-Drive-Getriebe wie in der DE 44 194 32 und US 1,773,568 beschrieben, Harmonic-Drive-Getriebe, Planeten-Differenzial-Getriebe und Differenzial- ; Excentergetriebe . In the prior art, various types of gears are known, with which high sub and gear ratios between drive and output shaft can be achieved in a compact size. This is important for the use in a robotic joint (integ ¬ tured motor-gear-unit), in a wheel-hub motor-gear unit for driving electric vehicles, or in a transmission-generator combination with wind power plants. These include cycloid or cyclo-drive gear as described in DE 44 194 32 and US 1,773,568, harmonic drive gear, planetary differential gear and differential; Excentergetriebe.
Jeder der eingangs genannten Getriebetypen weist jedoch auch spezifische Nachteile auf, welche bisher nicht zufrieden stellend behoben werden konnten. However, each of the aforementioned transmission types also has specific disadvantages, which could not be solved satisfactorily so far.
Bei Harmonic-Drive-Getrieben liegt die gesamte Abtriebslast auf einem so genannten Flexspline, der als flexibler Metalltopf ausgeführt ist. Die Wandstärke des Metalltopfes ist durch die Forderung nach Flexibilität begrenzt, schränkt daher auch die Belastbarkeit der Abtriebswelle ein. Außerdem findet die hoch- lastige Drehmomentübertragung nur in zwei Verzahnungsbereichen statt, nämlich in den beiden Verformungsbereichen des Flexspline mit der größten Krümmung. In Harmonic Drive gearboxes, the entire output load is on a so-called Flexspline, which is designed as a flexible metal pot. The wall thickness of the metal pot is limited by the requirement for flexibility, therefore limits the load capacity of the output shaft. In addition, the high-torque transmission takes place only in two toothing areas, namely in the two deformation areas of the Flexspline with the largest curvature.
Ein Nachteil von Planeten-Differenzial-Getrieben ist die schwer erzielbare Kompaktheit. In Robotergetrieben soll der Antriebsmo¬ tor möglichst im Inneren des Getriebes Platz finden. Planetenrä¬ der mit größeren Durchmessern stehen dabei im Weg. Kleinere Planetenräder dagegen sind vom koaxialen Antriebsritzel des Elekt¬ romotors nicht erreichbar, weil das Antriebsritzel keinen größeren Durchmesser haben darf als die Planetenräder. A disadvantage of planetary differential gears is the compactness that is difficult to achieve. In robot transmissions Antriebsmo ¬ tor should be placed as possible inside the transmission. Planetenrä ¬ with larger diameters are in the way. Smaller planetary gears, however, are not accessible from the coaxial drive pinion of the Elect ¬ romotors because the drive pinion can not have a larger diameter than the planetary gears.
Im Hinblick auf die Belastbarkeit bei gegebenem Bauvolumen sind Zykloidengetriebe vorteilhaft, bei welchen die Abtriebslast auf eine Vielzahl von Rollen aufgeteilt ist, welche kreisförmig um die Kurvenscheibe angeordnet sind. Dabei stehen jedoch stets nur ca. ein Drittel der Rollen einer Kurvenscheibe zur Lastübertra¬ gung zur Verfügung; zudem ist die Belastung unsymmetrisch. Last¬ symmetrie wurde im Stand der Technik durch nebeneinander ange¬ ordnete und gegeneinander verdrehte Kurvenscheiben hergestellt. Der Umstand, dass nur ca. ein Drittel der Rollen an einer Kurvenscheibe von Zykloidengetrieben Last tragend ist, wird aus einer Analogie der Paarung Rollen - Kurvenscheibe, verglichen mit der Paarung zweier herkömmlicher, miteinander im Eingriff befindlicher Zahnräder (Evolventenverzahnung, Zykloidenverzahnung) ersichtlich: Eine relativ zur Kurvenscheibe exzentrisch drehende Rolle des Zykloidengetriebes kann als ein Planeten-Zahnrad ohne Eingriffsmöglichkeit auf der die Zahnlücke darstellende Rücksei¬ te (die Vorderseite ist dann der Zahn) gesehen werden; die dazu passende Kurvenscheibe entspricht einem Zahnrad mit sehr großem Normaleingriffswinkel. Zu große Normaleingriffswinkel führen bei Verzahnungen zu einer Reduktion des Überdeckungsgrades auf weit unter 1. Dies gilt gleichermaßen für Zykloidengetriebe, bei denen die Kurvenscheibe exzentrisch rotiert, als auch für Planetengetriebe mit Planeten-Zahnrädern in der Art der RU 2 338 105. Die Kompensation des vergleichsweise kleinen Überdeckungsgrades erfolgt bei Zykloidengetrieben - wie schon erwähnt - durch meh¬ rere nebeneinander angeordnete Kurvenscheiben und bei Planetengetrieben in der Art der RU 2 338 105 durch Winkelversatz nebeneinander liegender, den Rollen beim Zykloidengetriebe entsprechender Scheiben um eine exzentrische Achse. Ein Nachteil von Zykloidengetrieben und gleichermaßen von Planetengetrieben des Typs der RU 2 338 105 liegt jedoch darin, dass der gleitfreie Eingriffsbereich auch bei optimaler Dimensionierung geometrisch bedingt sehr begrenzt ist. Bei Zykloidengetrieben des Typs in der DE 44 19 432 ist dies durch eine konstruktiv aufwändige Wälzlagerung jeder einzelnen Rolle behebbar; ansonsten kann einem erhöhten Verschleiß nur durch Schmierung und erhöhten Energieeinsatz entgegengewirkt werden. Ein weiterer Nachteil von Zykloidengetrieben ist der ungleichförmige Lauf der Rollen bei erzwungenem Abwälzen, der die Anwendung dieses Getriebetyps einschränkt . Aufgabe der Erfindung ist es demgegenüber, ein möglichst kompak¬ tes, hoch belastbares Excenter-Kurvenscheibengetriebe der eingangs angeführten Art zu schaffen, das eine geringe Verschlei߬ neigung aufweist und zudem Raum sparend in einer integrierten Motor-Getriebe-Einheit bzw. Getriebe-Generator-Einheit einsetzbar ist. With regard to the load capacity for a given volume of construction are Cycloid gears advantageous in which the output load is divided into a plurality of rollers which are arranged in a circle around the cam. However, always stand only about a third of the rollers of a cam for Lastübertra ¬ supply available; In addition, the load is unbalanced. Load ¬ symmetry was prepared in the prior art by adjacently arranged and mutually rotated ¬ cams. The fact that only about one-third of the rollers on a cam of cycloidal transmissions bear load is apparent from an analogy of the pairing of roller cams as compared to the mating of two conventional meshing gears (involute, cycloidal): A relative to the cam eccentric rotating role of the cycloidal gear can be seen as a planetary gear without intervention on the tooth gap representing Rücksei ¬ te (the front is then the tooth); the matching cam corresponds to a gear with a very large normal engagement angle. Too large normal engagement angles lead to a reduction of the degree of overlap to far below 1. This applies equally to cycloidal, in which the cam rotates eccentrically, as well as for planetary gear with planetary gears in the manner of RU 2 338 105th Compensation of comparatively small contact ratio is carried out at cycloidal - as already mentioned - by meh ¬ eral juxtaposed cams and planetary gears in the type of RU 2,338,105 by angular displacement of adjacent, the rollers in the inscribed meshing planetary gear respective wafers about an eccentric axis. However, a disadvantage of cycloidal transmissions and equally of planetary transmissions of the type of RU 2 338 105 lies in the fact that the slide-free engagement region is very limited geometrically even with optimum dimensioning. In cycloidal transmissions of the type in DE 44 19 432, this can be remedied by a structurally complex roller bearing of each individual roller; otherwise, increased wear can be counteracted only by lubrication and increased energy input. Another disadvantage of cycloidal transmissions is the non-uniform running of the rollers in forced rolling, which limits the application of this type of transmission. The object of the invention is in contrast, to create a kompak ¬ tes, highly resilient eccentric cam gear of the initially mentioned kind, which has a low wear ¬ inclination and also saves space in an integrated engine-transmission unit or gearbox generator Unit is used.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß mit den kennzeichnenden Merkmalen des Patentanspruches 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in den abhängigen Patentansprüchen angegeben . This object is achieved with the characterizing features of claim 1. Advantageous developments of the invention are specified in the dependent claims.
Das Excenter-Kurvenscheiben-Getriebe weist eine Kurvenscheibe und bzw. oder einen Kurvenring auf, die bzw. der frei drehbar auf einem Excenter gelagert ist und zirkulär um eine Antriebsachse schwingt. Die Kurvenscheibe besitzt eine gewellte Außenfläche als im Wesentlichen axiale Extrusionsfläche auf; der Kurvenring weist entsprechend eine gewellte Innenfläche als axi¬ ale Extrusionsfläche auf. Die Kurvenscheibe treibt Wälzkörper an, die kreisförmig um die Kurvenscheibe angeordnet sind. Diese Anordnung entspricht grundsätzlich bekannten Zykloidengetrieben . Darüber hinaus wird jedoch eine geometrische Form der Paarung Wälzkörper-Kurvenscheibe vorgesehen, die beim Antrieb des Excen- ters samt Kurvenscheibe ein im Wesentlichen gleitreibungsfreies Abrollen der nockenförmigen Wälzkörper auf der Kurvenscheibe hervorruft. Hierdurch wird eine proportionale Drehgeschwindigkeit der nockenförmigen Wälzkörper jeweils um ihre Hauptachse im Verhältnis zur Drehgeschwindigkeit der Excenter-Antriebswelle erzielt. Der besondere Vorteil dieser Ausführung liegt darin, dass über die Geometrie zwischen der exzentrisch bewegten Kurvenscheibe und den Wälzkörpern eine gleitreibungsfreie Anordnung erzielt wird, die ohne den Einsatz von Wälzlagern an den Wälz¬ körpern zustande kommt. Diese Eigenschaft ermöglicht insbesonde¬ re einen schmierelosen Betrieb bei geringer Abnutzung sowie einen hohen Wirkungsgrad der ersten Getriebestufe. Im Fall eines schmierelosen Betrieb mit einer Kurvenscheibe beispielsweise aus Kunststoff können zudem die Betriebsgeräusche noch zusätzlich reduziert werden, selbst bei hohen Excenter-Drehzahlen der Kurvenscheibe. Die Proportionalität zwischen der Drehgeschwindigkeit der Anschlusswelle und der Drehgeschwindigkeit der Wälzkör- per um ihre Hauptachsen kann insbesondere dazu genutzt werden, jeden Wälzkörper mit je einem Planeten-Zahnrad eines Planetengetriebes auf gemeinsamer Drehachse starr zu verbinden. Die Plane¬ tenräder kämmen dann im Gleichlauf mit mindestens einem Hohlrad und/oder mit mindestens einem Sonnenrad und bewirken zwischen diesen eine Drehzahldifferenz. Die Drehzahldifferenz könnte dann beispielsweise das Hohlrad antreiben, wenn das Sonnenrad starr mit einem Referenzteil verbunden ist. Die vorstehenden Überlegungen gelten analog für den Kurvenring, welcher durch eine wellige bzw. wellenförmige Innenkontur definiert ist. Um Hemmung an den Totpunkten der Wälzkörper zu vermeiden, kann es zweckmäßig sein, an der welligen Außenfläche der Kurvenscheibe bzw. an der wellige Innenfläche des Kurvenrings Einfräsungen oder Abflachungen anzubringen, das Gleiche gilt für die Wälzkörper. The eccentric cam gear has a cam and / or a cam ring, which is freely rotatably mounted on an eccentric and oscillates circularly about a drive axis. The cam has a corrugated outer surface as a substantially axial extrusion surface; the cam ring accordingly has a corrugated inner surface as axi ¬ ale extrusion surface. The cam drives rolling elements, which are arranged in a circle around the cam. This arrangement basically corresponds to known cycloidal transmissions. In addition, however, a geometric shape of the pairing Wälzkörper cam is provided which causes a substantially friction friction-free rolling of the cam-shaped rolling elements on the cam when driving the Excen- ters including cam. As a result, a proportional rotational speed of the cam-shaped rolling elements is achieved in each case about its main axis in relation to the rotational speed of the eccentric drive shaft. The particular advantage of this design is that the geometry between the eccentrically moving cam and the rolling elements a friction-friction-free arrangement is achieved, which comes about without the use of rolling bearings on Wälz ¬ bodies. This property allows insbesonde ¬ re a dope-free operation with low wear and high efficiency of the first gear stage. In the case of a lubrication-free operation with a cam plate, for example made of plastic, the operating noise can also be further reduced, even at high eccentric speeds of the cam. The proportionality between the rotational speed of the connecting shaft and the rotational speed of the rolling elements By their main axes can be used in particular to rigidly connect each rolling element, each with a planetary gear of a planetary gear on a common axis of rotation. The tarp ¬ tenräder mesh then in synchronism with at least one ring gear and / or with at least one sun gear and effect a speed difference between them. The speed difference could then, for example, drive the ring gear when the sun gear is rigidly connected to a reference part. The above considerations apply analogously to the cam ring, which is defined by a wavy or wavy inner contour. To avoid inhibition at the dead centers of the rolling elements, it may be expedient to attach to the wavy outer surface of the cam or on the wavy inner surface of the cam ring milled or flattened, the same applies to the rolling elements.
Die nockenförmigen Wälzkörper weisen im Wesentlichen einen ellipsenartigen, ovalen oder hantelähnlichen Querschnitt auf, die Hauptachsen der Querschnitte müssen aber nicht senkrecht aufeinander stehen, bedeutend für Ausführungen, bei denen die Wälzkörper zwischen einer Kurvenscheibe und einem Kurvenring abwälzen. The cam-shaped rolling elements essentially have an elliptical, oval or dumbbell-like cross section, but the main axes of the cross sections do not have to be perpendicular to one another, meaning for designs in which the rolling elements roll between a cam disc and a cam ring.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform ist jeder nockenförmige Wälzkörper im Wesentlichen starr mit mindestens einem auf einer gemeinsamen Drehachse liegenden Zahnrad mit einer Zähnezahl zu einem Nocken-Zahnrad mit einer Zähnezahl verbunden, welches Nocken-Zahnrad mit mindestens einem angrenzenden Zahn- oder Hohl¬ rad kämmt. Durch die Proportionalität der Drehbewegung der no- ckenförmigen Wälzkörper zur Excenterdrehzahl werden Schwingungen und Geräusche vermieden; vor allem wird eine starre Kopplung der Wälzkörper an Zahnräder in Form von Planetenrädern eines Planetengetriebes ermöglicht, die sich bei konstanter Antriebsdrehzahl gleichförmig und immer synchron bewegen. Die Kopplung an ein Planetengetriebe als zweite Getriebestufe ist zwar auch auf andere Art möglich, etwa, indem ein Antriebsritzel mit den Planeten kämmt, jedoch weniger platzsparend. Ein etwaiges Antriebsritzel sollte bei einem Untersetzungsgetriebe einen kleineren Teilkreisdurchmesser aufweisen als die Planeten. Dieser Umstand erfordert Planetenräder mit so großen Durchmessern, dass innerhalb der Planetenräder kein Platz mehr bleibt für einen Antriebsmotor für eine integrierte Motor-Getriebe-Einheit. Bei äquidistanter Anordnung ist die Anzahl der nockenförmigen Wälzkörper für die Kurvenscheibe um 1 größer als die Wellenzahl der Kurvenscheibe oder ein ganzzahliger Bruchteil davon bzw. für den Kurvenring um 1 kleiner als die Wellenzahl des Kurvenrings oder ein ganzzahliger Bruchteil davon. (Als ganzzahliger Bruchteil ist 1/2, 1/3, 1/4 usw. zu verstehen.) According to a preferred embodiment, each cam-shaped rolling element is substantially rigidly connected to at least one gear located on a common axis of rotation with a number of teeth to a cam gear with a number of teeth, which cam gear meshes with at least one adjacent toothed or hollow ¬ rad. Due to the proportionality of the rotational movement of the top-shaped rolling elements to the eccentric speed, vibrations and noises are avoided; Above all, a rigid coupling of the rolling elements to gears in the form of planetary gears of a planetary gear is made possible, which move uniformly and always synchronously at a constant input speed. Although the coupling to a planetary gear as a second gear stage is possible in other ways, such as by a drive pinion meshes with the planet, but less space-saving. A possible drive pinion should have a smaller pitch diameter in a reduction gear than the planets. This circumstance requires planetary gears with such large diameters that there is no space left within the planet wheels for a drive motor for an integrated engine-gearbox unit. In equidistant arrangement, the number of cam-shaped rolling elements for the cam is 1 larger than the shaft number of the cam or an integral fraction thereof or for the cam ring by 1 smaller than the wavenumber of the cam ring or an integral fraction thereof. (An integer fraction is 1/2, 1/3, 1/4, etc.).
Bei Zykloidengetrieben erfolgt die Führung der Rollen, wenn die¬ se außerhalb der Kurvenscheibe liegen, im Allgemeinen durch Gleitlagerung an einem peripheren Ring, der die Rollen teilweise umschlingt. Die nockenförmigen Wälzkörper der vorliegenden Erfindung benötigen diese Führung nicht, weil die starre Verbindung zu den Planetenrädern Lage und Ausrichtung der nockenförmi- gen Wälzkörper definiert. Bei hoher Fertigungspräzision benötigen auch die Planetenräder keinen sonst üblichen Lagerkäfig oder auch nur Wälzlager. Weil das Kurvenscheibengetriebe Kurvenscheiben nur in einer ersten, schnelllaufenden Getriebestufe besitzt, also in diesem Bereich keinem großen Drehmoment ausgesetzt ist, kann die Zahl der nockenförmigen Wälzkörper auf vorteilhafte Weise (auf ganzzahlige Bruchteile) reduziert werden. Diese Reduktion verringert auch die für ein bestimmtes Untersetzungsver- hältnis notwendige Zähnezahl der angeschlossenen Planetengetrie¬ be-Stufe, wenn diese als Differenzial-Getriebe-Stufe ausgeführt ist . Cycloidal In the leadership of the rollers takes place when the ¬ se are outside of the cam, generally by sliding bearing on a peripheral ring which wraps around the rollers partially. The cam-shaped rolling elements of the present invention do not require this guidance because the rigid connection to the planetary gears defines the position and orientation of the cam-shaped rolling bodies. With high manufacturing precision and the planet gears need no otherwise usual bearing cage or even rolling bearings. Because the cam gear has cams only in a first, high-speed gear stage, so in this area is not exposed to high torque, the number of cam-shaped rolling elements can be reduced in an advantageous manner (to integer fractions). This reduction also reduces the number of teeth required for a given reduction ratio of the connected Planetengetrie ¬ be stage, if this is designed as a differential gear stage.
Bei einer bevorzugten Ausführungsform kämmen die Nocken- Zahnräder mit zwei verzahnten Anschlusswellen unterschiedlicher Zähnezahl, so dass eine Relativbewegung zwischen den Anschluss¬ wellen erzielbar ist. In a preferred embodiment, the cam gears mesh with two toothed connection shafts different numbers of teeth, so that a relative movement between the connection ¬ waves can be achieved.
Wenn das Verhältnis zwischen der Zähnezahl des Nocken-Zahnrads und der Zähnezahl der Anschlusswelle dem Verhältnis zwischen dem Umfang des Nocken-Zahnrads und dem Umfang der Kurvenscheibe ent¬ spricht, wird eine Verdrehung der Kurvenscheiben zu einer der Anschlusswellen verhindert. Dies erlaubt die Durchführung von Kabelsträngen etc. außerhalb des innenliegenden Antriebsmotors durch eine Öffnung in den Kurvenscheiben. If the ratio between the number of teeth of the cam gear and the number of teeth of the connecting shaft ent ¬ speaks the ratio between the circumference of the cam gear and the circumference of the cam, a rotation of the cam is prevented to one of the connecting shafts. This allows the implementation of cable strands, etc. outside the internal drive motor through an opening in the cams.
Die Erfindung wird nachstehend anhand von in den Figuren gezeig- ten Ausführungsbeispielen, auf die sie jedoch nicht beschränkt sein soll, noch weiter erläutert: The invention will be described below with reference to FIGS. th embodiments, to which it should not be limited, however, further explained:
Im Einzelnen zeigen in der Zeichnung: In detail, in the drawing:
Fig. la bis lc jeweils eine Ansicht eines einstufigen Zykloiden¬ getriebes gemäß Stand der Technik, welches Wälzlager aufweist, so dass keine Gleitreibung auftritt; 1 a to 1 c each show a view of a single-stage cycloidal transmission according to the prior art, which has roller bearings, so that no sliding friction occurs;
Fig. ld einen Längsschnitt durch das bekannte Zykloidengetriebe gemäß den Fig. la bis lc; 1 d shows a longitudinal section through the known cycloidal gear according to FIGS. 1 a to 1 c;
Fig. 2a und 2b jeweils eine Ansicht zweier um 180° versetzter Kurvenscheiben für ein Zykloidengetriebe gemäß Stand der Technik; 2a and 2b are each a view of two offset by 180 ° cams for a cycloid gear according to the prior art;
Fig. 3a und 3b eine Ansicht bzw. eine schematische Ansicht einer gleitreibungsfreien Wälzkörper-Kurvenscheiben-Paarung gemäß einer Ausführungsform der Erfindung; 3a and 3b is a view and a schematic view of a friction frictional Wälzkörper-cam pair according to an embodiment of the invention;
Fig. 4a bis 4j schematisch den Ablauf beim Abrollen außen lie¬ gender Wälzkörper gemäß Fig. 3 auf einer entsprechenden Kurven¬ scheibe, wobei sich die Wälzkörper relativ zur Kurvenscheibe entlang einer Epizykloide bewegen; 4a to 4j schematically shows the sequence when rolling out ¬ lie ¬ gender rolling elements according to FIG. 3 on a corresponding curve ¬ disc, wherein the rolling elements move relative to the cam along an epicycloid;
Fig. 5a bis 5d jeweils eine Ansicht einer einstufigen Getriebe¬ anordnung gemäß einer Ausführungsform der Erfindung, wobei die Wälzkörper starr mit Planetenrädern verbunden sind, und der Abtrieb auf die gleiche Weise erfolgt wie beim bekannten Zykloidengetriebe gemäß den Fig. la bis ld; 5a to 5d each show a view of a single-stage gear ¬ arrangement according to an embodiment of the invention, wherein the rolling elements are rigidly connected to planetary gears, and the output in the same manner as in the known cycloidal drive according to the Fig. La to ld;
Fig. 6a bis 6d eine teilweise geschnittene Ansicht, einen Halbschnitt, einen Längsschnitt und eine Detailansicht einer weite¬ ren Ausführungsform der Erfindung, welche als zweistufige Ge¬ triebeanordnung zwei um 180° zueinander versetzte Kurvenscheiben aufweist ; FIG. 6a to 6d is a partial sectional view, half-section, a longitudinal section and a detail view of a wide ¬ ren embodiment of the invention, which has as a two-step Ge ¬ gear arrangement has two 180 ° offset from each other cams;
Fig. 7a bis 7c zwei Ansichten und einen Längsschnitt eines zwei¬ stufigen Zykloidengetriebes gemäß Stand der Technik; Fig. 8 einen Längsschnitt durch eine besonders platzsparende Ausführung einer integrierten Motor-Getriebe-Einheit mit einem erfindungsgemäßen Excenter-Kurvenscheibengetriebe und einem E- lektromotor ; Fig. 7a to 7c show two views and a longitudinal section of a two-stage ¬ Zykloidengetriebes according to prior art; 8 shows a longitudinal section through a particularly space-saving design of an integrated motor-gear unit with an eccentric cam gear according to the invention and an electric motor;
Fig. 9a und 9b jeweils eine teilweise geschnittene Ansicht der Motor-Getriebe-Einheit gemäß Fig. 8 ; 9a and 9b are each a partially sectioned view of the motor-gear unit of FIG. 8;
Fig. 10 eine Explosionsdarstellung der Motor-Getriebe-Einheit gemäß Fig. 8 und 9; 10 is an exploded view of the engine-transmission unit according to FIGS. 8 and 9;
Fig. 11 bis 15 Ansichten zur Illustration des Ablaufs der Montage der Motor-Getriebe-Einheit gemäß den Fig. 8 bis 10. 11 to 15 are views for illustrating the sequence of assembly of the motor-gear unit according to FIGS. 8 to 10.
Fig. 16 im Längsschnitt ein Lenkungs-Überlagerungsgetriebe gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung, mit einem Kurvenring und innenliegenden Wälzkörpern, die sich relativ zur Kur¬ venscheibe entlang einer Hypozykloide bewegen. Fig. 16 in longitudinal section a steering superposition gear according to another embodiment of the invention, with a cam ring and internal rolling elements which move relative to the cure ¬ venscheibe along a hypocycloid.
Fig. 17 eine teilweise geschnittene Ansicht des Getriebes gemäß Fig. 16; Fig. 17 is a partially sectioned view of the transmission of FIG. 16;
Fig. 18 eine schematische Ansicht zur Veranschaulichung der gleitreibungsfreien Paarung Kurvenring und innenliegende Wälzkörper mit Hypozykloide gemäß der Ausführung in Fig. 16 und 17; Fig. 18 is a schematic view illustrating the friction friction-free pairing cam ring and internal rolling elements with Hypozykloide according to the embodiment in Figures 16 and 17.
Fig. 19 eine Explosionsdarstellung des Lenkungs- Überlagerungsgetriebes gemäß Fig. 16 bis 18; FIG. 19 is an exploded view of the steering superposition gear shown in FIGS. 16 to 18; FIG.
Fig. 20a bis 20d eine weitere Ausführungsform des erfindungsge¬ mäßen Excenter-Kurvenscheibengetriebes , bei welcher die Wälzkör¬ per sowohl auf einer Außenfläche einer Kurvenscheibe als auch auf einer Innenfläche eines Kurvenrings abwälzen; Figure 20a to 20d a further embodiment of erfindungsge ¬ MAESSEN eccentric cam gear, wherein the Wälzkör ¬ per pass on both an outer surface of a cam plate as well as on an inner surface of a cam ring.
Fig. 21a bis 21d den Bewegungsablauf des Excenter- Kurvenscheibengetriebes gemäß Fig. 20; 21a to 21d the movement of the eccentric cam gear according to FIG. 20;
Fig. 22 eine Explosionsdarstellung des Excenter- Kurvenscheibengetriebes gemäß Fig. 20 und 21. In den Fig. 1 und 2 ist jeweils eine Ausführungsform eines 22 is an exploded view of the eccentric cam gear according to FIGS. 20 and 21. In Figs. 1 and 2 is an embodiment of a respective
Zykloidengetriebes gemäß Stand der Technik gezeigt. Das Zykloi- dengetriebe weist eine schnell laufende Antriebs- bzw. An¬ schlusswelle 1 auf, die als Kurbelwelle mit einem Kurbelzapfen bzw. Excenter 2 ausgeführt ist, und eine Kurvenscheibe 3 mit ei¬ ner welligen Außenkontur auf. Die Kurvenscheibe 3 ist auf dem Excenter 2 drehbar gelagert. Die Außenkontur der Kurvenscheibe 3 besteht aus gleichen Abschnitten, deren Form von einer Zykloide (oder Trochoide) abgeleitet ist, das ist die Äquidistante einer verkürzten Epi- oder Hypozykloide. An der Randkontur der Kurvenscheibe 3 ist konzentrisch zur Antriebs- bzw. Anschlusswelle 1 ein Lagerkäfig 4 angeordnet, der Teil eines ortsfesten Getriebegehäuses ist. Der Lagerkäfig 4 trägt zueinander äquidistante Rollen 5 einer genau definierten Anzahl. Eine konzentrisch zur Antriebs- bzw. Anschlusswelle 1 angeordnete Abtriebswelle 6 trägt eine Scheibe mit einer Anzahl gelagerter itnehmerbolzen 7. Diese greifen in ebenso viele Bohrungen 8 der Kurvenscheibe 3 exzentrisch ein und übertragen die exzentrische Rotation der Kurvenscheibe 3 auf die Abtriebswelle 6. Bei Rotation der An¬ triebs- bzw. Anschlusswelle 1 wälzen die Rollen 5 an der Kurvenscheibe 3 ab, werden gleichzeitig durch den ortsfesten Lagerkäfig 4 zurückgehalten, bewegen daher die Kurvenscheibe 3 und über die Mitnehmerbolzen 7 die Abtriebswelle 6. Die Winkelgeschwindigkeit der Abtriebswelle 6 ist dabei proportional zur Winkelgeschwindigkeit der Antriebs- bzw. Anschlusswelle 1. Diese Eigenschaft resultiert aus dem geometrischen Zusammenhang zwischen der kreisförmigen Bewegung der Antriebs- bzw. Anschlusswelle 1 und der Zykloidenform der Kurvenscheibe 3. Nicht proportional ist jedoch die Winkelgeschwindigkeit der Rollen 5 um ihre eigene Achse: Die Rollen 5 führen bei gleichförmigem Umlauf des Lagerkäfigs 4 eine überlagerte Drehschwingung aus. Dabei sind die Drehschwingungen aller Rollen 5 der Anordnung gegeneinander phasenverschoben . Zykloidengetriebes shown in the prior art. The Zykloi- dengetriebe has a high-speed drive and to ¬ wave circuit 1, which is embodied as a crankshaft having a crank pin or eccentric member 2, and a cam 3 having ei ¬ ner undulating outer contour. The cam 3 is rotatably mounted on the eccentric 2. The outer contour of the cam 3 consists of equal sections whose shape is derived from a cycloid (or trochoid), which is the equidistant of a truncated epi- or hypocycloids. At the edge contour of the cam 3, a bearing cage 4 is arranged concentrically to the drive or connecting shaft 1, which is part of a stationary gear housing. The bearing cage 4 carries mutually equidistant rollers 5 a well-defined number. A concentrically arranged to the drive or connecting shaft 1 output shaft 6 carries a disc with a number of stored itnehmerbolzen 7. These engage in as many holes 8 of the cam 3 eccentric and transmit the eccentric rotation of the cam 3 to the output shaft 6 An ¬ drive or connecting shaft 1 roll the rollers 5 on the cam 3, are retained at the same time by the stationary bearing cage 4, therefore move the cam 3 and the driving pin 6, the output shaft 6. The angular velocity of the output shaft 6 is proportional to Angular velocity of the drive or connecting shaft 1. This property results from the geometric relationship between the circular movement of the drive or connecting shaft 1 and the cycloid shape of the cam 3. However, the angular velocity of the rollers 5 about their own axis is not proportional: the rollers 5 lead uniform circulation of the bearing cage 4 a superimposed torsional vibration. The torsional vibrations of all rollers 5 of the arrangement are out of phase with each other.
In Fig. 2 ist ein bekanntes Zykloidengetriebe mit mehr als einer, hier zwei, Kurvenscheiben 3 gezeigt, welche auf zwei um 180° versetzten Excentern 2 angebracht sind. Jede Rolle 5 greift gleichzeitig in beide Kurvenscheiben 3 ein, so dass es wegen der Phasenverschiebung zu einem periodischen Wechsel zwischen Abwälzen und Gleiten an den Abwälz- bzw. Gleitflächen der Rollen 5 kommt. Hierdurch werden nachteiliger weise Vibrationen hervorgerufen. Dies kann durch eine Trennung und unabhängige Lagerung von Rollen-Hälften 11, 12 behoben werden, was bei der in Fig. 2 gezeigten Ausführung durch Gleitbuchsen auf einem gemeinsamen Bolzen erreicht wird. In Fig. 2, a known cycloidal transmission with more than one, here two, cams 3 are shown, which are mounted on two eccentrics 2 offset by 180 °. Each roller 5 engages simultaneously in both cams 3, so that it is because of Phase shift to a periodic change between rolling and sliding on the rolling or sliding surfaces of the rollers 5 comes. As a result, vibrations are disadvantageously caused. This can be solved by a separation and independent storage of roller halves 11, 12, which is achieved in the embodiment shown in Fig. 2 by sliding bushes on a common bolt.
Die erfindungsgemäße Ausführung vermeidet schwingende Gleitkörper. Mit dem Ersatz der peripheren Rollen 5 durch nockenförmige Wälzkörper 13, welche im Wesentlichen gleitreibungsfrei abrollen, werden die Drehschwingungen gänzlich vermieden. Hierfür sind nockenförmige Wälzkörper 13 vorgesehen, welche insbesondere einen ellipsenähnlichen, ovalen oder hantelähnlichen Querschnitt aufweisen. Durch Verwendung der nockenförmigen Wälzkörper 13 statt der Rollen 5 - gepaart mit einer entsprechend geformten Kurvenscheibe 3 - wird beim Abrollen Proportionalität zwischen allen in der Anordnung auftretenden Drehbewegungen gewährleistet. Solche Paarungen konnten empirisch gefunden werden. The embodiment of the invention avoids oscillating sliding body. With the replacement of the peripheral rollers 5 by cam-shaped rolling elements 13, which roll essentially free of friction, the torsional vibrations are completely avoided. For this cam-shaped rolling elements 13 are provided, which in particular have an ellipse-like, oval or dumbbell-like cross-section. By using the cam-shaped rolling elements 13 instead of the rollers 5 - paired with a correspondingly shaped cam 3 - proportionality between all rotational movements occurring in the arrangement is ensured when rolling. Such pairings could be found empirically.
In Fig. 3a ist eine bevorzugte Ausführung mit ellipsenähnlichen Wälzkörpern 13 gezeigt, welche auf einer entsprechend geformten Außenfläche der Kurvenscheibe 3 abrollen. Die Außenfläche der Kurvenscheibe 3 ist entsprechend der Abrollbewegung der nocken- förmigen Wälzkörper 13 auf der Kurvenscheibe 3 gestaltet. Aus der Variation der maßgeblichen Parameter - Exzentrität des Ex- centers 2, Wellenamplitude der gewellten Außenfläche der Kurven¬ scheibe 3 und Phasenlage der Extremwerte der gewellten Außenfläche - können auch hantelähnliche Wälzkörper 13 resultieren, welche für ein im Wesentlichen gleitreibungsfreies Abrollen auf der Kurvenscheibe 3 eingerichtet sind. Derartige Wälzkörper 13 können gegebenenfalls nur mehr zentralsymmetrisch um die Drehachse sein, dies im Unterschied zur zweifach spiegelsymmetrischen Querschnittsform der ellipsenähnlichen Wälzkörper 13. In Fig. 3a, a preferred embodiment is shown with elliptical rolling elements 13, which roll on a correspondingly shaped outer surface of the cam disc 3. The outer surface of the cam disc 3 is designed in accordance with the rolling movement of the cam-shaped rolling bodies 13 on the cam disc 3. From the variation of the relevant parameter - eccentricity of Ex centers 2, wave amplitude of the corrugated external surface of the curves ¬ disc 3 and phase position of the extreme values of the corrugated outer surface - can also barbell-like rolling elements 13 result, which set in an essentially stictionless rolling on the cam 3 are. Such rolling elements 13 may possibly only be more centrally symmetrical about the axis of rotation, this in contrast to the doubly mirror-symmetrical cross-sectional shape of the ellipse-like rolling elements 13.
In Fig. 3b ist der zeitliche Ablauf der Bewegung zwischen den nockenförmigen Wälzkörpern 13 und der Kurvenscheibe 3 schema¬ tisch dargestellt. Aus Gründen der Übersichtlichkeit wurde die Kurvenscheibe 3 als fest angenommen und die Relativbewegung der nockenförmigen Wälzkörper 13 zur Kurvenscheibe 3 während eines Kurbelumlaufes dargestellt. Die Mittelpunkte der nockenförmigen Wälzkörper 13 bewegen sich dabei auf einer verkürzten Epizykloi¬ de 17. Die den ellipsenähnlichen Wälzkörpern 13 angepasste Kur¬ venscheibe 3 weicht von der Zykloidenform bekannter Zykloiden- getriebe ab, welche beim Abrollen von Körpern mit kreisförmigem Querschnitt in der Art der Rollen 5 entsteht. Die nockenförmigen Wälzkörper 13 führen dagegen zu von Zykloiden abweichenden Kur¬ ventypen, die am ehesten als Spiegelung einer verkürzten Zykloide an einem Kreis beschreibbar sind. In Fig. 3b, the timing of the movement between the cam-shaped rolling elements 13 and the cam 3 is shown schematically ¬ table. For reasons of clarity, the cam 3 was assumed to be fixed and the relative movement of the cam-shaped rolling elements 13 to the cam 3 during a Crank circulation shown. The center points of the cam-shaped rolling elements 13 thereby move on a shortened Epizykloi ¬ de 17. The Ellipsenähnlichen rolling elements 13 adapted cure ¬ disc 3 differs from the cycloid form known cycloidal gear from when rolling of bodies with a circular cross section in the type of roles 5 arises. The cam-shaped rolling elements 13, however, lead to different from cycloids Kur ¬ vent types that are most describable as a reflection of a truncated cycloid on a circle.
In Fig. 4 wird durch Überlagerung einer virtuellen „Sekundärverzahnung" 18 über Kurvenscheibe 3 und nockenförmige Wälzkörper 13 die Abwälzbewegung veranschaulicht, gleichbedeutend der Gleitreibungsfreiheit der Lagerung der nockenförmigen Wälzkörper 13. In Fig. 4, the rolling movement is illustrated by superposition of a virtual "secondary teeth" 18 via cam 3 and cam-shaped rolling elements 13, equivalent to the Gleitreibungsfreiheit the storage of the cam-shaped rolling elements 13th
Wie aus Fig. 5 ersichtlich, erlaubt das Wegfallen der einen un¬ synchronen Lauf verursachenden Drehschwingungen eine Kopplung der nockenförmigen Wälzkörper 13 mit Zahnrädern 20, welche zur Weiterleitung des Drehmoments an weitere Getriebestufen dienen können. Zunächst zeigt die Figur 5a bis 5d eine dem Zykloiden- getriebe gemäß den Fig. la bis ld entsprechende Ausführung des Excenter-Kurvenscheibengetriebes . Die Drehmomentübertragung erfolgt von den nockenförmigen Wälzkörper 13 auf die Zahnräder 20 und weiter auf ein ortsfestes Hohlrad 21. Die Abtriebswelle 6 besitzt wie das Zykloidengetriebe in Figur la bis ld eine Schei¬ be mit Mitnehmerbolzen 7. Trotz des Fehlens externer Wälzlager an der Außenkontur der Kurvenscheibe 3 wird durch den Einsatz der nockenförmigen Wälzkörper 13 Gleitlagerung vermieden. As can be seen from FIG. 5, the omission of the torsional vibrations causing an un ¬ synchronous running permits a coupling of the cam-shaped rolling bodies 13 with toothed wheels 20, which can serve to forward the torque to further gear stages. 5a to 5d show an embodiment of the eccentric cam gear corresponding to the cycloidal gear according to FIGS. 1a to 1d. The torque transmission is carried out by the cam-shaped rolling elements 13 on the gears 20 and further on a stationary ring gear 21. The output shaft 6 has like the cycloidal gear in Figure la to ld a Schei ¬ be with driving pin 7. Despite the absence of external bearings on the outer contour of the cam 3 is avoided by the use of the cam-shaped rolling elements 13 slide bearing.
Jedes Differenzialgetriebe 3 besitzt Anschlusswellen. Beim Ein¬ satz als Untersetzungsgetriebe ist dann eine Welle ortsfest an¬ geordnet (d.h. starr mit dem Gehäuse verbunden) und die beiden verbleibenden Wellen dienen dem An- und Abtrieb. Das Vertauschen von Antriebs- bzw. Anschlusswelle 1 und Abtriebswelle 6 bei Ge¬ trieben ohne Selbsthemmung macht aus einem Untersetzungsgetriebe ein Übersetzungsgetriebe. Each differential gear 3 has connecting shafts. When a ¬ set as a reduction gear then a shaft is fixed to ¬ ordered (ie rigidly connected to the housing) and the two remaining waves serve the input and output. The exchange of drive or connecting shaft 1 and output shaft 6 at Ge ¬ drives without self-locking makes a reduction gear from a transmission gear.
In den Fig. 6a bis 6d ist ein zweistufiges Untersetzungsgetriebe gezeigt, das im Wesentlichen dem Getriebe aus Fig. 5a bis 5d entspricht, jedoch, wie auch bei bekannten Zykloidengetrieben üblich, wurden hier zwei um 180° verdrehte Kurvenscheiben 3 ein¬ gesetzt. Hierdurch ergibt sich eine Symmetrierung der Last. Die nebeneinander angeordneten Kurvenscheiben 3 sind im Eingriff mit jeweils paarweise auf einer gemeinsamen Achse liegenden nocken- förmigen Wälzkörpern 13 (vgl. Fig. 6a), die gegeneinander um 90° versetzt sind. Das innen verzahnte Hohlrad 21 aus Figur 5c wird durch zwei koaxiale und nebeneinander liegende Hohlräder 32, 33 ersetzt, die mit Nocken-Zahnrädern 29 (d.h. Zahnrädern 20, die mit nockenförmigen Wälzkörpern 13 gekoppelt sind) kämmen. Eines der beiden Hohlräder 32, 33 wird als ortsfest betrachtet, das andere repräsentiert die Abtriebswelle. Durch die ungleichen Zähnezahlen der beiden Hohlräder 32, 33 ergibt sich im Betrieb eine Relativbewegung zwischen den Hohlrädern 32, 33. Die Zahnräder 20 besitzen aus fertigungstechnischen Gründen nur eine durchgehende Verzahnungsgeometrie, die unterschiedlichen Zähnezahlen der beiden mit den Nocken-Zahnrädern kämmenden Hohlräder 32, 33 werden durch Profilverschiebung erreicht (vgl. die Detailansicht gemäß Fig. 6d) . Eine zentrale Abtriebswelle 6 mit den Mitnehmerbolzen 7 aus der einstufigen Ausführung entfällt bei der zweistufigen Variante. In FIGS. 6a to 6d, a two-stage reduction gear is shown, which substantially corresponds to the transmission of FIGS. 5a to 5d, however, as in known cycloidal transmissions usual, here two rotated by 180 ° cams 3 were ¬ set. This results in a balancing of the load. The cams 3 arranged next to one another are in engagement with cam-shaped rolling bodies 13 (see FIG. 6a) lying in pairs on a common axis and offset by 90 ° relative to one another. The internally toothed ring gear 21 of Figure 5c is replaced by two coaxial and adjacent ring gears 32, 33 which mesh with cam gears 29 (ie gears 20 coupled to cam-shaped rolling elements 13). One of the two ring gears 32, 33 is considered stationary, the other represents the output shaft. Due to the unequal number of teeth of the two ring gears 32, 33 results in operation, a relative movement between the ring gears 32, 33. The gears 20 have manufacturing reasons, only a continuous tooth geometry, the different numbers of teeth of the two meshing with the cam gears ring gears 32, 33rd are achieved by profile shift (see the detail view of FIG. 6d). A central output shaft 6 with the drive pin 7 of the single-stage version is omitted in the two-stage variant.
Ein Vergleich mit einem zweistufigen Zykloidengetriebe, wie in Fig. 7a bis 7c ersichtlich, zeigt die Einfachheit und den geringen Platzbedarf der Ausführungsform gemäß den Fig. 6a bis 6d. Das Zykloidengetriebe mit vier Kurvenscheiben 3 benötigt demgegenüber viel Platz für eine (zwingend erforderliche) drehsteife Verbindung 38 zwischen den äußeren Kurvenscheiben 3. A comparison with a two-stage cycloid gear, as seen in Fig. 7a to 7c, shows the simplicity and the small footprint of the embodiment according to FIGS. 6a to 6d. The cycloidal gear with four cams 3 requires a lot of space for a (mandatory) rigid connection 38 between the outer cams. 3
Das Prinzip des erfindungsgemäßen Excenter-The principle of the eccentric
Kurvenscheibengetriebes wurde vorstehend anhand von schematischen Ansichten dargestellt. Die in den Fig. 8 bis 22 gezeigten Ausführungen weisen mehr Details auf. Camshaft transmission has been presented above with reference to schematic views. The embodiments shown in FIGS. 8 to 22 have more details.
Bei der Ausführungsform gemäß den Fig. 8 bis 15 treibt ein E- lektromotor 39 über seine Antriebs- bzw. Anschlusswelle 1 und einen starr damit verbundenen Doppelexcenter 41 zwei Kurvenscheiben 3 an. Die Kurvenscheiben 3 treiben eine Anzahl von Nocken-Zahnrädern 29 mit nockenförmigen Wälzkörpern 13. Anschluss¬ wellen 44, 45 kämmen mit ihrer Außenverzahnung mit den Nocken- Zahnrädern 29. Die Anschlusswelle 44 ist durch Verschraubung starr mit dem Elektromotor 39 verbunden und gegen die Anschluss¬ welle 45 mit einem Nadellager 46 radial gelagert. Die Nocken- Zahnräder 29 besitzen Lagerringe 48, welche zur radialen Lage¬ rung der Nocken-Zahnräder 29 gegen die Anschlusswellen 44, 45 und zur axialen Lagerung der Anschlusswellen 44, 45 dienen. Zu¬ sammen mit einem außen liegenden Stützring 47 wird durch die Lagerringe 48 ein Abheben der Nocken-Zahnräder 29 von den Verzah¬ nungen der Anschlusswellen 44, 45 verhindert. In the embodiment according to FIGS. 8 to 15, an electric motor 39 drives two cam disks 3 via its drive or connecting shaft 1 and a rigidly connected double eccentric 41. The cams 3 drive a number of cam gears 29 with cam-shaped rolling elements 13. Connection ¬ waves 44, 45 mesh with their external teeth with the cam gears 29. The connecting shaft 44 is by screwing rigidly connected to the electric motor 39 and radially mounted against the connection ¬ shaft 45 with a needle bearing 46. The cam gears 29 have bearing rings 48, which are used for the radial position ¬ tion of the cam gears 29 against the connecting shafts 44, 45 and the axial bearing of the connecting shafts 44, 45. To ¬ together with an outer support ring 47 is a lifting of the cam gears 29 of the Verzah ¬ openings of the connecting shafts 44, 45 prevented by the bearing rings 48.
Der Stützring 47 besitzt eine Innenverzahnung, die mit den No¬ cken-Zahnrädern 29 kämmt. Die Verzahnung ist für die Funktion nicht unbedingt erforderlich, erhöht die Belastbarkeit des Getriebes jedoch wesentlich. Die Verzahnung nimmt die Torsionsund Abscher-Belastung von den Nocken-Zahnrädern 29, weil das Drehmoment zwischen den Anschlusswellen 44, 45 somit über den Stützring 47 - und nicht über den schlanken Querschnitt der Nocken-Zahnräder 29 - wirkt. Als begrenzenden Faktoren verbleiben für die Nocken-Zahnräder 29 nur die Zahn-Abscherung und die Hertz' sehe Pressung, eine Vergrößerung der Zahnradbreite kann dem entgegenwirken. Die Zahnräder 20 können aus Kunststoff gefertigt sein. The support ring 47 has an internal toothing, which meshes with the No ¬ cken gears 29. The gearing is not essential for the function, but significantly increases the load capacity of the gearbox. The gearing takes the torsional and shear load from the cam gears 29, because the torque between the connecting shafts 44, 45 thus on the support ring 47 - and not on the slender cross-section of the cam gears 29 - acts. As limiting factors remain for the cam gears 29 only the tooth shearing and Hertz 'see pressure, an increase in the gear width can counteract. The gears 20 may be made of plastic.
Ein besonderer Vorteil der erfindungsgemäßen Anordnung ist im gezeigten Beispiel die Durchgriffsmöglichkeit der Anschlusswelle 44 durch die Kurvenscheiben 3. Dies ist dann möglich, wenn die Kurvenscheiben 3 bei ihrer zirkulären Schwingung ihre Ausrichtung gegenüber einer der Anschlusswellen 44, 45 (hier Anschlusswelle 44) nicht ändern, da es andernfalls zu einer Kollision mit der Anschlusswelle 44 käme. Voraussetzung dafür ist die Gleichheit zwischen: A particular advantage of the arrangement according to the invention is in the example shown, the possibility of penetration of the connecting shaft 44 through the cam 3. This is possible if the cams 3 in their circular oscillation their alignment with respect to one of the connecting shafts 44, 45 (here connecting shaft 44) do not change otherwise it would come to a collision with the connecting shaft 44. The prerequisite for this is the equality between:
• dem Verhältnis des Kurvenumfanges der Kurvenscheibe 3 zum Kurvenumfang der nockenförmigen Wälzkörper 13 in der ersten Ge¬ triebestufe; • the ratio of the curved periphery of the cam curve 3 to the periphery of the cam-shaped rolling bodies 13 in the first Ge ¬ gear stage;
• Zähnezahlverhältnis (gleich Teilkreisverhältnis) Nocken- Zahnrad 29 zu Verzahnung Anschlusswelle 44.  • Number of teeth ratio (equal pitch ratio) Cam gear 29 to toothed connection shaft 44.
Dieser Vorteil lässt sich bei Robotergelenken zur Durchführung von Kabelsträngen, Hydraulik- oder Pneumatikleitungen nutzen. Die sonst übliche Methode, um Stränge durch ein Robotergelenk zu führen, ist das Gestalten der Motor-Abtriebswelle als Hohlwelle, die dann zur Durchführung dient. Dies hat jedoch zur Folge, dass sich der Motor radial vergrößert mit Folgen für Platzbedarf und Gewicht des Motors sowie für das Trägheitsmoment der rotierenden Teile. Elektromotoren ohne Hohlwelle sind außerdem günstiger herstellbar . This advantage can be used in robot joints for the implementation of cable harnesses, hydraulic or pneumatic lines. The usual method to string through a robot joint too lead, is the shaping of the motor output shaft as a hollow shaft, which then serves for the implementation. However, this has the consequence that the motor increases radially with consequences for space requirements and weight of the engine and for the moment of inertia of the rotating parts. Electric motors without a hollow shaft are also cheaper to produce.
Fig. 9a und 9b zeigen die Enden eines (kollisionsfrei) durchgeführten Kabelstranges 49. Fig. 10 beinhaltet eine Explosionszeichnung der Anordnung. Figures 9a and 9b show the ends of a cable string 49 (collision-free). Figure 10 includes an exploded view of the assembly.
Die Fig. 11 bis 15 veranschaulichen den Zusammenbau der einzelnen Komponenten des Excenter-Kurvenscheibengetriebes gemäß den Fig. 8 bis 15. 11 to 15 illustrate the assembly of the individual components of the eccentric cam gear according to FIGS. 8 to 15.
Figur 11: FIG. 11:
• Verschraubung des Antriebsmotors 39 mit der Anschlusswelle 44;  • Screwing the drive motor 39 to the connecting shaft 44;
• Bereitstellen der Kurvenscheiben 3.  • Providing the cams 3.
Figur 12: FIG. 12:
• Anbringen der Kurvenscheiben 3;  • Attaching the cams 3;
• Einsetzen von Positionierstiften 50 in dafür vorgesehene Bohrungen an den Kurvenscheiben 3 und an der Anschlusswelle 44;  • Insertion of positioning pins 50 in holes provided on the cams 3 and on the connecting shaft 44;
• Ansetzen einer Montagehilfe 51 an den Positionierstiften 50;  • attaching an assembly aid 51 to the positioning pins 50;
• Bereitstellen der Nocken-Zahnräder 29. Figur 13:  Providing the cam gears 29. FIG. 13
• Einsetzen der Nocken-Zahnräder 29;  • insertion of the cam gears 29;
• Sichern mit einem Gummiring 52;  • Secure with a rubber ring 52;
• Aufschieben des Stützringes 47 so weit, dass die Lagerringe 48 gerade noch auf die Nocken-Zahnräder 29 aufgefädelt werden können.  Sliding on the support ring 47 so far that the bearing rings 48 can just be threaded onto the cam gears 29.
Figur 1 : FIG. 1:
• Aufschieben des Stützringes 47 gemeinsam mit den Lagerringen 48 bis zum Anschlag;  Pushing the support ring 47 together with the bearing rings 48 until it stops;
• Bereitstellen des Nadellagers 46 und der Anschlusswelle 45. Figur 15: • Providing the needle bearing 46 and the connecting shaft 45th FIG. 15:
• Bereitstellen und Anbringen der Schrauben 53 mit den Ab- schluss-Lagerringen .  • Provision and installation of the screws 53 with the end bearing rings.
In den Fig. 16 bis 19 ist eine Ausführungsform des Excenter- Kurvenscheibengetriebes als Lenkwinkel-Aktuator für Fahrzeuge gezeigt. Hierbei ist statt einer Kurvenscheibe 3 mit außen lie¬ genden nockenförmigen Wälzkörpern 13 (wie bisher beschrieben) ein Kurvenring 59 mit innen liegenden nockenförmigen Wälzkörpern 13 vorgesehen, welcher die Abrollbedingung erfüllen kann. Der Kurvenring 59 kann zweckmäßigerweise als inverse Kurvenscheibe bezeichnet werden. Der Schwerpunkt der nockenförmigen Wälzkörper 13 bewegt sich dabei relativ zu dem für diese Betrachtung als ortsfest angenommenen Kurvenring 59 auf einer verkürzten Hypozykloide 68. FIGS. 16 to 19 show an embodiment of the eccentric cam gear as a steering angle actuator for vehicles. Here, instead of a cam 3 with out ¬ lie ¬ ing cam-shaped rolling elements 13 (as described so far), a cam ring 59 is provided with inner cam-shaped rolling elements 13, which can meet the Abrollbedingung. The cam ring 59 may conveniently be referred to as an inverse cam. The center of gravity of the cam-shaped rolling elements 13 thereby moves relative to the curve ring 59, which is assumed to be stationary for this consideration, on a shortened hypocycloid 68.
Konzentrisch zu der lenkradseitigen Lenkwelle 54 sitzt ein Stator 55 eines Elektromotors, der mit einer Lasche 56 gegenüber der Fahrzeugkarosserie drehsteif gelagert ist. Der Rotor 57 um- fasst mit seiner als Hohlwelle ausgeführten Antriebs- bzw. Anschlusswelle 1 die Lenkwelle 54 und ist auf dieser gelagert. Teil der Hohlwelle sind zwei Excenter 2, welche über zwei Wälzlager Einheiten mit Kurvenringen 59 antreiben. Die Kurvenringe 59 wirken auf die nockenförmigen Wälzkörper 13 von Nocken- Zahnrädern 29. Die zweiteilige Anschlusswelle 62 ist über eine Verschraubung 63 und eine Verdrehsicherung 64 mit der lenkrad¬ seitigen Lenkwelle 54 verbunden und weist eine Innenverzahnung auf, die mit den Nocken-Zahnrädern 29 kämmt. Die zweite Anschlusswelle 65 besitzt ebenfalls eine Innenverzahnung - mit unterschiedlicher Zähnezahl im Vergleich zur Anschlusswelle 62 - und stellt die vorderachsseitige Lenkwelle dar. Sie besitzt mindestens eine Montagebohrung 66 zur Verschraubung der Nocken- Zahnräder 29. Ein außenverzahnter Stützring 47 dient - wie schon in der vorigen Ausführung beschrieben - zur Lagerung und Entlas¬ tung der Nocken-Zahnräder 29. Die für den stromlosen (Not-) Betrieb der Lenkung - beim Einsatz nicht selbst hemmender Getriebe - erforderliche elektromagnetische Feststell-Bremse am Rotor des Elektromotors wurde nicht dargestellt. Die Funktionsbeschreibung des Lenkwinkel-Aktuators ist der Patentschrift DE 10 2004 021 475 entnehmbar. Vergleichsweise ist die hier dargestellte Ausführung wegen des Wegfallens eines Pla¬ netenkäfigs kompakter und einfacher. Concentric with the steering wheel side steering shaft 54 sits a stator 55 of an electric motor, which is mounted torsionally rigid with a tab 56 relative to the vehicle body. The rotor 57, with its drive shaft or connecting shaft 1 designed as a hollow shaft, surrounds the steering shaft 54 and is mounted thereon. Part of the hollow shaft are two eccentric 2, which drive via two rolling bearing units with cam rings 59. The cam rings 59 act on the cam-shaped rolling elements 13 of cam gears 29. The two-part connecting shaft 62 is connected via a screw 63 and a rotation lock 64 with the steering wheel ¬ side steering shaft 54 and has an internal toothing, which meshes with the cam gears 29 , The second connecting shaft 65 also has an internal toothing - with different numbers of teeth compared to the connecting shaft 62 - and represents the Vorderachsseitige steering shaft. It has at least one mounting hole 66 for screwing the cam gears 29. An externally toothed support ring 47 is used - as in the previous Embodiment described - for storage and unloading ¬ tion of the cam gears 29. The for the currentless (emergency) operation of the steering - when not self-inhibiting gear - required electromagnetic parking brake on the rotor of the electric motor was not shown. The functional description of the steering angle actuator is the patent DE 10 2004 021 475 removable. By comparison, the embodiment shown here is more compact and simpler because of the elimination of a Pla ¬ netenkäfigs.
In den Fig. 20 bis 23 ist eine weitere Ausführungsform des Ex- center-Kurvenscheibengetriebes gezeigt; die Anordnung ist grundsätzlich analog zu jener der US 1,773,568, jedoch mit im Wesentlichen gleitreibungsfreiem Kontakt durch abrollende, nockenför- mige Wälzkörper 13, wie vorstehend beschrieben. A further embodiment of the eccentric cam gear is shown in FIGS. 20 to 23; The arrangement is fundamentally analogous to that of US 1,773,568, but with substantially friction-friction-free contact by rolling, cam-shaped rolling elements 13, as described above.
Aus Fig. 20, 21 ist ersichtlich, dass zumindest ein nockenförmi- ger Wälzkörper 13 sowohl auf einer gewellten Außenfläche (entsprechend einer Kurvenscheibe 3) als auch auf einer gewellten Innenfläche (entsprechend einem Kurvenring 59) abrollt. Die Spiegelsymmetrie ellipsenartiger Wälzkörper (13) geht dabei im Allgemeinen verloren. Zusätzliche geometrische Besonderheiten sind Voraussetzung: Zum einen weisen die nockenförmigen Wälzkörper 13 auf einem Kurvenring 59 zum Teil unterschiedliche Querschnittsgeometrien auf, zum anderen sind die Abstände zwischen je zwei benachbarten nockenförmigen Wälzkörpern 13 im Allgemeinen nicht gleich. Zahl und Ort der Wälzkörper sind - wie schon bei den Ausführungen mit nur einer Kurvenscheibe oder nur einem Kurvenring - von der Wellenzahl einer Kurvenscheibe 3 mit dem zusammengehörigen Kurvenring abhängig. Die Wellenzahl eines Kur¬ venringes 59 ist immer um vier größer als die der zugehörigen Kurvenscheibe 3. It can be seen from FIGS. 20, 21 that at least one cam-shaped rolling element 13 rolls both on a corrugated outer surface (corresponding to a cam disc 3) and on a corrugated inner surface (corresponding to a cam ring 59). The mirror symmetry of elliptical rolling elements (13) is generally lost. Additional geometric features are a prerequisite: on the one hand, the cam-shaped rolling elements 13 on a cam ring 59 partly different cross-sectional geometries, on the other hand, the distances between each two adjacent cam-shaped rolling elements 13 are generally not the same. Number and location of the rolling elements are - as in the versions with only one cam or only one cam ring - of the wave number of a cam 3 with the associated cam ring dependent. The wave number of a cure ¬ venringes 59 is always at four larger than that of the associated cam. 3
Dem fertigungstechnischen Aufwand steht jedoch die erzielbare Laufruhe des Getriebes als Vorteil entgegen, weil alle Abrollbewegungen stetig erfolgen, also ohne permanenten Kontaktabriss , der bei Zähnen von Zahnrädern auftritt. However, the manufacturing effort is counteracted the achievable smoothness of the transmission as an advantage, because all rolling movements are continuous, ie without permanent contact separation, which occurs in teeth of gears.
Das Getriebe besitzt eine schnell laufende Welle 1 mit einem Ex- center 2 und zwei langsam laufenden Anschlusswellen 72, 77, von denen die außen liegende Anschlusswelle 72 zweckmäßigerweise als Gehäuse dient. Der Excenter 2 treibt ein topfförmiges Excenter- rad 71 an, dessen wellige Innenkontur einem Kurvenring 59 und dessen wellige Außenkontur einer Kurvenscheibe 3 entspricht. Dem Excenterrad 71 ist an seiner radialen Außenseite die Anschlusswelle 72 zugewandt, welche eine gewellte Innenfläche aufweist. Der Innenseite des Excenterrades 71 ist die Anschlusswelle 77 zugewandt, welche eine gewellte Außenfläche aufweist. Dazwischen liegen innere und äußere nockenförmige Wälzkörper 13. Die Anschlusswellen 72 und 77 sind konzentrisch zur Welle 1 angeordnet, während das Excenterrad 71 durch seine exzentrische Bewegung zusammen mit der Anschlusswelle 72 bzw. 77 je einen Spalt bildet, der sich mit jeder Rotation auf einer Seite verengt und auf der anderen Seite erweitert. Dies zwingt jene im sich verengenden Spalt befindliche ovalen bzw. hantelähnlichen Wälzkörper 13 in eine bei maximaler Verengung tangentiale Ausrichtung, wenn sie - wie vorausgesetzt - zu Beginn der Verengung radiale Ausrichtung innehatten. Die dadurch in der „Klemme" befindlichen nockenförmigen Wälzkörper 13 stützen sich dabei an den Kontaktflächen ab und treiben Kurvenscheibe und Kurvenring tangential auseinander . The gearbox has a high-speed shaft 1 with an eccentric 2 and two slow-speed connecting shafts 72, 77, of which the outer connecting shaft 72 expediently serves as a housing. The eccentric 2 drives a cup-shaped eccentric wheel 71, whose wavy inner contour corresponds to a cam ring 59 and the wavy outer contour of a cam 3. The eccentric 71 faces the connecting shaft 72 on its radial outer side, which has a corrugated inner surface. The inside of the eccentric wheel 71 faces the connecting shaft 77, which has a corrugated outer surface. In between are inner and outer cam-shaped rolling elements 13. The connecting shafts 72 and 77 are arranged concentrically with the shaft 1, while the eccentric wheel 71 by its eccentric movement together with the connecting shaft 72 and 77 each forms a gap, with each rotation on one side narrowed and extended on the other side. This forces those in the narrowing gap located oval or dumbbell-like rolling elements 13 in a tangential at maximum constriction, if they - as assumed - held radial alignment at the beginning of the constriction. The thereby located in the "clamp" cam-shaped rolling elements 13 are based on the contact surfaces and drive the cam and cam ring tangentially apart.
In den Bereichen, wo sich der Spalt erweitert, sind die nocken- förmigen Wälzkörper 13 in Lage und Ausrichtung nicht definiert und benötigen eine Führung - nicht zuletzt, weil sie am Beginn der nächsten Spaltverengung radial ausgerichtet sein müssen. Diese Aufgabe übernehmen für die inneren nockenförmigen Wälzkörper 13 zwei Führungsringe 79, 80. Die inneren nockenförmigen Wälzkörper 13 sind dreiteilig und besitzen in der Mitte einen Bereich 81 mit einer Wälzfläche, die gegen die Wälzflächen ihrer Randbereiche um 90° verdreht ist. Der mittige Bereich dient dem Abwälzen mit den schwimmend angeordneten Führungsringen 79, 80 und verursacht eine Verdrehung derselben um eine halbe Wellenlänge gegen Kurvenscheibe und Kurvenring des Excenterrades 71 sowie eine permanente radiale Verschiebung um die zweifache Ex- zentrität des Excenters 74. Der Bereich 81 der inneren nocken- förmigen Wälzkörper 13 bewirkt, dass sich der nockenförmige Wälzkörper 13 zwischen Excenterrad 71 und Anschlusswelle 77 immer dann in einem sich verengenden Spalt befindet, wenn sich zwischen den Führungsringen 79 und 80 der Spalt erweitert und vice versa. Dadurch sind alle inneren nockenförmigen Wälzkörper 13 in Lage und Position zu jeder Zeit definiert. Die Führungsringe 79, 80 zusammen mit den Bereichen 81 der nockenförmigen Wälzkörper 13 haben aber noch eine weitere Funkti¬ on: Die Abtriebslast zwischen dem Excenterrad 71 und der An¬ schlusswelle 77 ist einseitig und muss gestützt werden, weil die schwach dimensionierte Anschlusswelle 73 keine hohen Lasten tra¬ gen soll. Ohne Abstützung würde das Excenterrad 71 seine radiale Lage ändern und die Antriebs-Welle verbiegen. Die Führungsringe 79, 80 wirken dabei wie eine Aufhängung. In the areas where the gap widens, the cam-shaped rolling bodies 13 are not defined in position and orientation and require guidance - not least because they must be aligned radially at the beginning of the next gap narrowing. This task is performed by two guide rings 79, 80 for the inner cam-shaped rolling elements 13. The inner cam-shaped rolling elements 13 are in three parts and have in the middle a region 81 with a rolling surface which is rotated by 90 ° against the rolling surfaces of its edge regions. The central area serves to roll with the floating arranged guide rings 79, 80 and causes a rotation of the same by half a wavelength against the cam and cam ring of the Excenterrades 71 and a permanent radial displacement by the double eccentricity of the eccentric 74. The area 81 of the inner cam-shaped rolling elements 13 causes the cam-shaped rolling elements 13 between eccentric 71 and connecting shaft 77 is always in a narrowing gap when expanded between the guide rings 79 and 80 of the gap and vice versa. As a result, all inner cam-shaped rolling elements 13 are defined in position and position at all times. The guide rings 79, 80 together with the areas 81 of the cam-shaped roller 13 but still have a more functi ¬ on: the output load between the Excenterrad 71 and the on ¬ connection shaft 77 is one-sided and must be supported, because the weakly dimensioned connecting shaft 73 no high Should bear loads. Without support, the eccentric 71 would change its radial position and bend the drive shaft. The guide rings 79, 80 act like a suspension.
Die dazu analoge Führung für die im sich erweiternden Spalt befindlichen äußeren Wälzkörper 13 hat nun keine Stützfunktion mehr und darf daher weit weniger massiv ausfallen: Für eine der möglichen Lösungen weisen die äußeren nockenförmigen Wälzkörper 13 Bohrungen 82 auf, in die Bolzen eines Bolzenringes 83 ein¬ greifen und dort wie eine Kurbel wirken. Ein zweiter, baugleicher Bolzenring auf der axialen Gegenseite jedes äußeren nocken- förmigen Wälzkörpers 13 mit um 180° versetzten Bohrungen definiert die Lage der gerade unbelasteten äußeren nockenförmigen Wälzkörper 13 dann endgültig. The analogous guide for the located in the widening gap outer rolling elements 13 now has no support function and may therefore be far less massive: For one of the possible solutions, the outer cam-shaped rolling elements 13 holes 82, in the bolt of a bolt ring 83 a ¬ grab and act like a crank there. A second, identical bolt ring on the axial opposite side of each outer cam-shaped roller 13 with offset by 180 ° holes defines the position of the straight unloaded outer cam-shaped rolling elements 13 then finally.
Kurvenscheiben und Kurvenringe der vorliegenden Ausführung weisen - von innen nach außen - die Wellenzahlen 11, 15, 13, 17 auf. Das führt auf ein Untersetzungsverhältnis von 1/54. Dieses Untersetzungsverhältnis steigt quadratisch zum Wellenmodul der Wellenräder (= Durchmesser / Wellenzahl). Halbierung des Moduls z. B. ergibt ein Untersetzungsverhältnis 1/(54 *4) = 1/216. Cams and cam rings of the present embodiment have - from the inside to the outside - the wavenumbers 11, 15, 13, 17. This leads to a reduction ratio of 1/54. This reduction ratio increases quadratically to the wave modulus of the wave wheels (= diameter / wavenumber). Halving the module z. B. gives a reduction ratio 1 / (54 * 4) = 1/216.

Claims

Patentansprüche : Claims:
1. Excenter-Kurvenscheibengetriebe, mit mindestens einer Kurven¬ scheibe (3) , die eine Außenfläche mit einer gewellten Außenkontur aufweist, oder mit mindestens einem Kurvenring (59) , der ei¬ ne Innenfläche mit einer gewellten Innenkontur aufweist, wobei die Kurvenscheibe (3) bzw. der Kurvenring (59) auf einem Excen- ter (2) einer Antriebs- bzw. Anschlusswelle (1) gelagert ist, dadurch gekennzeichnet, dass eine Anzahl von nockenförmigen Wälzkörpern (13) vorgesehen sind, dazu eingerichtet, auf der entsprechend geformten Außen- bzw. Innenfläche der Kurvenscheibe (3) bzw. des Kurvenrings (59) abzurollen, so dass eine Rotation der Antriebs- bzw. Anschlusswelle (1) eine zur Drehgeschwindigkeit der Antriebs- bzw. Anschlusswelle (1) im Wesentlichen proportionale Drehgeschwindigkeit der nockenförmigen Wälzkörper (13) um ihre Hauptachsen hervorruft. 1. eccentric cam gear, with at least one cam disc ¬ (3) having an outer surface with a wavy outer contour, or with at least one cam ring (59) ei ¬ ne inner surface having a wavy inner contour, wherein the cam (3 ) or the cam ring (59) is mounted on an expander (2) of a drive or connecting shaft (1), characterized in that a number of cam-shaped rolling elements (13) are provided, arranged on the correspondingly shaped Unroll the outer or inner surface of the cam (3) and the cam ring (59), so that a rotation of the drive or connecting shaft (1) to the rotational speed of the drive or connecting shaft (1) substantially proportional rotational speed of the cam-shaped Rolling element (13) causes their main axes.
2. Excenter-Kurvenscheibengetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die nockenförmigen Wälzkörper (13) im Wesent¬ lichen ellipsenartigen, ovalen oder hantelähnlichen Querschnitt aufweisen . 2. eccentric cam gear according to claim 1, characterized in that the cam-shaped rolling elements (13) have in wesent ¬ union ellipse-like, oval or dumbbell-like cross-section.
3. Excenter-Kurvenscheibengetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die nockenförmigen Wälzkörper (13) in ihrem Querschnitt von der Spiegelsymmetrie einer ellipsenartigen Form abweichen. . Excenter-Kurvenscheibengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass jeder nockenförmige Wälzkör¬ per (13) im Wesentlichen starr mit mindestens einem auf einer gemeinsamer Drehachse liegenden Zahnrad (20) mit einer Zähnezahl zu einem Nocken-Zahnrad (29) mit einer Zähnezahl verbunden ist, wobei das Nocken-Zahnrad (29) mit mindestens einem angrenzenden Zahn- oder Hohlrad (32, 33) kämmt. 3. eccentric cam gear according to claim 1 or 2, characterized in that the cam-shaped rolling elements (13) differ in their cross section from the mirror symmetry of an elliptical shape. , Eccentric cam gear according to one of claims 1 to 3, characterized in that each cam-shaped Wälzkör ¬ by (13) substantially rigid with at least one lying on a common axis of rotation gear (20) having a number of teeth to a cam gear (29) a number of teeth is connected, wherein the cam gear (29) with at least one adjacent toothed or ring gear (32, 33) meshes.
5. Excenter-Kurvenscheibengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Anzahl der nockenförmi¬ gen Wälzkörper (13) für die Kurvenscheibe (3) um 1 größer als die Wellenzahl der Kurvenscheibe (3) oder ein ganzzahliger 5. eccentric cam gear according to one of claims 1 to 4, characterized in that the number of nockenförmi ¬ gene rolling elements (13) for the cam (3) by 1 greater than the wave number of the cam (3) or an integer
Bruchteil davon ist bzw. für den Kurvenring (59) um 1 kleiner als die Wellenzahl des Kurvenrings (59) oder ein ganzzahliger Bruchteil davon ist. Fraction thereof is smaller by 1 for the cam ring (59) is the wavenumber of the curve ring (59) or an integer fraction thereof.
6. Excenter-Kurvenscheibengetriebe nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Nocken-Zahnräder (29) mit zwei verzahnten Anschlusswellen (44, 45) unterschiedlicher Zähnezahl kämmen, so dass eine Relativbewegung zwischen den Anschlusswellen (44, 45) erzielbar ist. 6. eccentric cam gear according to claim 4 or 5, characterized in that the cam gears (29) with two toothed connecting shafts (44, 45) of different numbers of teeth mesh, so that a relative movement between the connecting shafts (44, 45) can be achieved.
7. Excenter-Kurvenscheibengetriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass zur Verhinderung einer Verdrehung der Kurvenscheiben (3) gegenüber eine der Anschlusswellen (44, 45) das Verhältnis zwischen der Zähnezahl des Nocken-Zahnrads (29) und der Zähnezahl der Anschlusswelle (44) einem Verhältnis zwischen dem Umfang des Nocken-Zahnrads (29) und dem Umfang der Kurvenscheibe (3) entspricht. 7. eccentric cam gear according to claim 6, characterized in that for preventing a rotation of the cam discs (3) relative to one of the connecting shafts (44, 45), the ratio between the number of teeth of the cam gear (29) and the number of teeth of the connecting shaft (44 ) corresponds to a ratio between the circumference of the cam gear (29) and the circumference of the cam (3).
8. Excenter-Kurvenscheibengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die nockenförmigen Wälzkör¬ per (13) wälzend zwischen einer Kurvenscheibe (3) und einem Kurvenring (59) gelagert sind. 8. eccentric cam gear according to one of claims 1 to 7, characterized in that the cam-shaped Wälzkör ¬ by (13) rolling between a cam (3) and a cam ring (59) are mounted.
9. Excenter-Kurvenscheibengetriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass ein durch den Excenter (2) antreibbares Ex- centerrad (71) vorgesehen ist, das eine Innenfläche mit einer welligen Innenkontur zur wälzenden Lagerung innerer Wälzkörper (13) und eine Außenfläche mit einer welligen Außenkontur zur wälzenden Lagerung äußerer Wälzkörper (13) aufweist. 9. eccentric camshaft transmission according to claim 8, characterized in that by the eccentric (2) drivable eccentric wheel (71) is provided, which has an inner surface with a wavy inner contour for rolling storage inner rolling elements (13) and an outer surface with a Has wavy outer contour for rolling storage outer rolling elements (13).
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