WO2012084366A1 - Planetengetriebe - Google Patents

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WO2012084366A1 PCT/EP2011/070507 EP2011070507W WO2012084366A1 WO 2012084366 A1 WO2012084366 A1 WO 2012084366A1 EP 2011070507 W EP2011070507 W EP 2011070507W WO 2012084366 A1 WO2012084366 A1 WO 2012084366A1
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Jörg BÖRNER
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ZF Friedrichshafen AG
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    • 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
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • F16H1/30—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which an orbital gear has an axis crossing the main axis of the gearing and has helical teeth or is a worm

Definitions

  • the invention relates to a planetary gear according to the preamble of claim 1.
  • Planetary gear also called epicyclic gear
  • a sun gear usually include a sun gear, a plurality of planetary gears meshed with the sun gear, also called planetary, and a ring gear having internal teeth and meshing with the planets.
  • the axes of the individual gear parts such as ring gear, planet and sun gear are arranged parallel to each other.
  • Planetary gears have many advantages, u. a. a coaxial input and output and the possibility of power split. They can be operated as a planetary gear with a circulation ratio or as a stationary transmission with a stand ratio, with a gear part is held.
  • the planetary gear is designed as SSradgetriebe, d. H. the sun gear and the ring gear each make helical gear pairings with the planets, with the axes of the planets crossing with the sun and ring gear axes, i.e. H. the planets are tilted by a tilt angle. From this combination of planetary and fferradgetriebe the advantage of a higher translation of greater than 50 results.
  • the efficiency of the planetary gear according to the invention does not correspond to that of a planetary gear with parallel axes, d. H. Spur teeth, however, the loss of efficiency at lower powers is acceptable.
  • the advantage of power sharing across multiple planets can be used. The higher load of the tooth flanks due to a theoretical point contact can be compensated by a relatively high overlap in the tooth engagement, with more than three tooth pairs are always engaged.
  • the tilt angle of the planets is in a range of 15 to 40 degrees, preferably in a range of 20 to 35 degrees.
  • Tilt angle is understood to mean the angle at which the planetary axis is tilted with respect to a planetary axis arranged parallel to the axis of rotation of the sun. The tilt angle thus corresponds to the crossing angle of the planetary axes with the axis of rotation of the hollow and the sun gear.
  • the sun gear has an external toothing with a very large helix angle and a number of teeth in the Range from 2 to 6 on.
  • the helix angle is generally smaller than with a worm of a worm gear. This results in a relatively high coverage of greater than 2 in the contact between the sun and the planet. Due to the relatively large, but compared to a worm smaller helix angle results in a relatively low (screw) sliding friction and thus acceptable efficiencies. Even with a number of teeth smaller than 6 so big enough din Vietnamese dinmesser for the sun gear are possible.
  • a planetary gear is provided with three planets, which are tilted by a tilt angle of 35 °.
  • teeth numbers for the sun of 3, for the planets of 60 and for the ring gear of -159 are provided. This results in a translation of 53 with an efficiency of 77%.
  • the sun has a number of teeth of 2, the planetary teeth number of 59 and the ring gear a number of teeth of -160, which gives a translation of 80 at an efficiency of 68%. The higher ratio is thus paid for with a reduced efficiency. Nevertheless, these efficiencies are acceptable given the high achievable translations.
  • the ring gear for the two aforementioned transmission designs on a straight toothing d. H. a helix angle of 0 °. This results in a relatively large helix angle in the sun, resulting in a larger root diameter.
  • two planets are provided with a tilt angle of 20 °, with a preferred gear design providing numbers of teeth for the sun of 3, for the planet of 68, and for the ring gear of -159.
  • the ring gear is helically toothed to achieve a slightly larger helix angle for the sun gear.
  • the axis of rotation of the sun gear is arranged displaceable radially relative to the axis of rotation or the central axis of the ring gear, wherein only two planets are provided, which are not diametrically opposed, but have a distance angle of less than 180 °.
  • the planetary gear according to the invention can also be operated as a stand-up gear. This is possible because for translations of more than 20, the stand translation deviates only slightly from the circulation ratio. For example, the drive via the sun gear, and the output via the ring gear can take place while the bridge is held with the tilted planets.
  • Fig. 2 shows a modified embodiment of an inventive
  • Fig. 3 shows another embodiment of the invention with two planetary gears
  • FIG. 4 is a side view of the planetary gear according to FIG. 3rd
  • Fig. 1 shows a schematic representation of a planetary gear 1 according to the invention, which is designed as SSradgetriebe.
  • the planetary gear set 1 comprises a centrally disposed sun gear 2, a ring gear 3 arranged coaxially with the sun gear 2, and three tilted planets 4.
  • the axes of rotation (not shown) of the sun gear 2 and the ring gear 3 are identical, ie the ring gear 3 and the sun gear 2 , also called Sun 2 for short, turn around the same axis.
  • the axes of rotation of the planetary gears 4, not shown, also briefly called planetary 4, are opposite tilted the axis of rotation of sun 2 and ring gear 3 - in the illustrated embodiment, they have a tilt angle of 35 °.
  • the sun gear 2 forms with the planet 4 fferradcrustation; also form the planet 4 with the ring gear 3 fferradcru.
  • the sun 2 has a helical gearing with a very strong helix angle
  • the planet 4 have helical gears
  • the ring gear 3 has an internal straight gearing. Due to the tilting of the planet 4 by 35 °, the largest possible helix angle is obtained on the sun 2 due to the straight toothed ring gear 3, so that there is a larger root diameter for the sun 2.
  • the planetary gear set 1 is dimensioned as follows:
  • the sun 2 has a number of teeth of 3
  • the planet 4 have numbers of teeth of 60
  • the ring gear 3 has a number of teeth of -159 (negative because of the internal teeth). This results in a stand ratio of 53 with an efficiency of 77%.
  • Fig. 2 shows a planetary gear according to the invention 5 with a sun gear 6, a coaxially arranged ring gear 7 and two tilted planets 8.
  • the sun 6 and the planetary 8 as well as the planet 8 and the ring gear 7 fferradcru, d. H. their axes of rotation intersect without cutting.
  • the tilt angle of the planet 8 is also 35 ° in this embodiment.
  • the planetary gearset 5 has the following numbers of teeth: 2 for the sun 6, 59 for the planets 8 and -160 for the ring gear 7. This results in a stand ratio of 80 at an efficiency of 68%; d. H. the higher ratio of 80 compared to the embodiment of FIG.
  • Stand translation means that one of the three gear parts, such as a not shown, the planet 8 receiving web is held firmly while the sun 6 and ring 7 rotate.
  • the stand ratios differ only slightly from the circulation ratios in these transmissions (with high ratio).
  • Fig. 3 shows another embodiment of the invention, namely a planetary gear set 9, which has a centrally disposed sun gear 10, a ring gear 1 1 and two tilted planets 12, each with the sun 10 and the ring gear 1 Forming helical gear pairs.
  • the planets 12 have penetration points P1, P2 of their axes, which are not diametrically opposed, but with the center M and the axis of rotation of the sun gear 10 and ring gear 1 1 an obtuse triangle with the vertices P1, M, P2, ie a distance angle of less than 180 °.
  • Fig. 4 shows a side view of the planetary gear set 9 with ring gear 1 1 and tilted planet 12.
  • the axis of rotation of one of the two planetary gears 12 is a and the axis of rotation of the ring gear 1 1 (or a parallel axis) is denoted by b.
  • the angle between the axes a, b is the tilt angle designated ⁇ , which is 20 ° in the illustrated embodiment.
  • the ring gear 1 1 is helically toothed in the illustrated embodiment in order to achieve a slightly larger helix angle for the sun 10.
  • the root diameter of the sun 10 is not as large as in the embodiments of FIGS. 1 and 2, but the efficiency is significantly higher.
  • the planetary gear set 9 is designed as follows:
  • the sun gear 10, the planet 12 and the ring gear 1 1 have numbers of teeth of 3, 68 and -159, which results in a state ratio of 53 at an efficiency of 88%.
  • the lower tilt angle of 20 ° in the embodiment of FIG. 3 and 4 leads to a higher efficiency. This is due to the fact that the sliding friction of the fferradcrustation decreases with decreasing crossing angle of the axes (tilt angle).

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Planetengetriebe, umfassend ein Sonnenrad (2), ein koaxial zum Sonnenrad (2) angeordnetes Hohlrad (3) sowie mindestens zwei Planetenräder (4), welche mit dem Sonnenrad (2) und dem Hohlrad (3) in Zahneingriff stehen. Es wird vorgeschlagen, dass das Sonnenrad (2), die mindestens zwei Planetenräder (4) sowie das Hohlrad (3) als Schraubräder ausgebildet sind und Schraubradpaare mit sich kreuzenden Achsen bilden.

Description

Planetenqetriebe
Die Erfindung betrifft ein Planetengetriebe nach dem Oberbegriff des Patentanspruches 1 .
Planetengetriebe, auch Umlaufgetriebe genannt, sind bekannt und umfassen in der Regel ein Sonnenrad, mehrere mit dem Sonnenrad in Zahneingriff befindliche Planetenräder, auch kurz Planeten genannt, sowie ein Hohlrad, welches eine Innenverzahnung aufweist und mit den Planeten kämmt. Die Achsen der einzelnen Getriebeteile wie Hohlrad, Planeten und Sonnenrad sind parallel zueinander angeordnet. Planetengetriebe haben viele Vorteile, u. a. einen koaxialen An- und Abtrieb sowie die Möglichkeit der Leistungsverzweigung. Sie können als Umlaufgetriebe mit einer Umlaufübersetzung oder als Standgetriebe mit einer Standübersetzung betrieben werden, wobei ein Getriebeteil festgehalten wird. Sehr große Übersetzungen sind in einem solchen einfachen Planetengetriebe, auch Planetenradsatz genannt, nur mit sehr kleiner Zähnezahl des Sonnenrades möglich, wobei sich die erforderliche Überdeckung zwischen Sonne und Planet nur mit Schrägverzahnungen erreichen lässt. Bei mindestens drei Planeten ist eine Standübersetzung von zwölf in der Regel das Maximum.
Bekannt sind auch (vgl. G. Niemann und H. Winter, Maschinenelemente, Band 3, 2004, Seite 1 -7) so genannte Schraubradgetriebe, bei welchen sich die Achsen der Schraubräder, welche ein Schraubradpaar bilden, kreuzen bzw. windschief zueinander angeordnet sind. Die Verzahnungen der Schraubräder weisen starke Schrägungswinkel auf, wobei die Summe der Schrägungswinkel beider Schraubräder dem Kreuzungswinkel der Achsen, genannt Achsenwinkel, entspricht. Ein Sonderfall der Schraubradgetriebe ist das Schneckengetriebe, wobei die Schnecke einen besonders großen Schrägungswinkel aufweist. Der Achsenwinkel beträgt im Allgemeinen 90°, wobei sich ein relativ schlechter Wirkungsgrad ergibt. Bei kleineren Achsenwinkeln steigt der Wirkungsgrad. Die Flanken der Schraubräder eines Schraubradpaares gleiten in Zahnlängsrichtung aneinander (so genanntes Schraubgleiten), woraus sich der gegenüber Stirnrädern verschlechterte Wirkungsgrad ergibt. Darüber hinaus sind Schraubradpaarungen durch eine Punktberührung gekennzeichnet, wodurch sich eine höhere Zahnflankenbelastung (Flächenpressung) ergibt. Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, bei einem Planetengetriebe der eingangs genannten Art, d. h. einem Planetenradsatz eine höhere Übersetzung zu erreichen.
Die Aufgabe der Erfindung wird durch die Merkmale des unabhängigen Patentanspruches 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen ergeben sich aus den Unteransprüchen.
Erfindungsgemäß ist vorgesehen, dass das Planetengetriebe als Schraubradgetriebe ausgebildet ist, d. h. das Sonnenrad und das Hohlrad bilden jeweils mit den Planeten Schraubradpaarungen, wobei sich die Achsen der Planeten mit der Achse von Sonnen- und Hohlrad kreuzen, d. h. die Planeten sind um einen Kippwinkel verkippt. Aus dieser Kombination von Planeten- und Schraubradgetriebe ergibt sich der Vorteil einer höheren Übersetzung von größer als 50. Zwar entspricht der Wirkungsgrad des erfindungsgemäßen Planetengetriebes nicht dem eines Planetengetriebes mit parallelen Achsen, d. h. Stirnverzahnungen, jedoch ist die Einbuße an Wirkungsgrad bei kleineren Leistungen hinnehmbar. Darüber hinaus kann der Vorteil der Leistungsverzweigung über mehrere Planeten genutzt werden. Die höhere Belastung der Zahnflanken aufgrund einer theoretischen Punktberührung kann durch eine relativ hohe Überdeckung im Zahneingriff, wobei sich immer mehr als drei Zahnpaare in Eingriff befinden, kompensiert werden.
Nach einer bevorzugten Ausführungsform liegt der Kippwinkel der Planeten in einem Bereich von 15 bis 40 Grad, vorzugsweise in einem Bereich von 20 bis 35 Grad. Damit wird vor allem der Vorteil eines besseren Wirkungsgrades erreicht: Je kleiner der Kippwinkel wird, desto geringer wird der Anteil an der Schraubgleitung und desto höher wird demzufolge der Wirkungsgrad. Unter Kippwinkel wird der Winkel verstanden, unter dem die Planetenachse gegenüber einer parallel zur Drehachse der Sonne angeordneten Planetenachse gekippt ist. Der Kippwinkel entspricht somit dem Kreuzungswinkel der Planetenachsen mit der Drehachse des Hohl- und des Sonnenrades.
Nach einer weiteren bevorzugten Ausführungsform weist das Sonnenrad eine Außenverzahnung mit einem sehr großen Schrägungswinkel und einer Zähnezahl im Bereich von 2 bis 6 auf. Der Schrägungswinkel ist jedoch grundsätzlich kleiner als bei einer Schnecke eines Schneckengetriebes. Dadurch ergibt sich eine relativ hohe Überdeckung von größer als 2 im Kontakt zwischen Sonnenrad und Planeten. Durch den relativ großen, jedoch gegenüber einer Schnecke kleineren Schrägungswinkel ergeben sich eine relativ geringe (Schraub-)Gleitreibung und damit vertretbare Wirkungsgrade. Auch bei einer Zähnezahl von kleiner als 6 sind so ausreichend große Fußkreisdurchmesser für das Sonnenrad möglich.
Nach einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist ein Planetengetriebe mit drei Planeten vorgesehen, die um einen Kippwinkel von 35° verkippt sind. Für eine erste bevorzugte Getriebeauslegung sind Zähnezahlen für die Sonne von 3, für die Planeten von 60 und für das Hohlrad von -159 (das Minus steht für die Innenverzahnung) vorgesehen. Daraus resultiert eine Übersetzung von 53 bei einem Wirkungsgrad von 77 %. Nach einer zweiten bevorzugten Getriebeauslegung weisen die Sonne eine Zähnezahl von 2, die Planeten Zähnezahlen von 59 und das Hohlrad eine Zähnezahl von -160 auf, was eine Übersetzung von 80 bei einem Wirkungsgrad von 68 % ergibt. Die höhere Übersetzung wird somit mit einem verschlechterten Wirkungsgrad erkauft. Dennoch sind diese Wirkungsgrade angesichts der hohen erreichbaren Übersetzungen akzeptabel.
Nach einer bevorzugten Ausführungsform weist das Hohlrad für die beiden vorgenannten Getriebeauslegungen eine Geradverzahnung auf, d. h. einen Schrägungswinkel von 0°. Daraus erhält man einen relativ großen Schrägungswinkel an der Sonne, sodass sich ein größerer Fußkreisdurchmesser ergibt.
Nach einer weiteren bevorzugten Ausführungsform sind zwei Planeten mit einem Kippwinkel von 20° vorgesehen, wobei eine bevorzugte Getriebeauslegung Zähnezahlen für die Sonne von 3, für den Planeten von 68 und für das Hohlrad von -159 vorsieht. Daraus resultiert eine Standübersetzung von 53 bei einem Wirkungsgrad von 88 %, der insbesondere durch den gegenüber den vorherigen Ausführungsbeispielen reduzierten Kippwinkel von 20° erreicht wird. In diesem Falle ist das Hohlrad schräg verzahnt, um einen etwas größeren Schrägungswinkel für das Sonnenrad zu erreichen. Nach einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist die Drehachse des Sonnenrades radial gegenüber der Drehachse bzw. der Mittelachse des Hohlrades verschiebbar angeordnet, wobei nur zwei Planeten vorgesehen sind, die sich nicht diametral gegenüberliegen, sondern einen Abstandswinkel von weniger als 180° aufweisen. Daraus ergibt sich der Vorteil, dass eine Spielfreiheit zwischen Sonne und Planeten eingestellt werden kann.
Nach einer weiteren bevorzugten Ausführungsform können die erfindungsgemäßen Planetengetriebe auch als Standgetriebe betrieben werden. Dies ist möglich, weil bei Übersetzungen von über 20 die Standübersetzung nur geringfügig von der Umlaufübersetzung abweicht. Beispielsweise können der Antrieb über das Sonnenrad, und der Abtrieb über das Hohlrad erfolgen, während der Steg mit den verkippten Planeten festgehalten wird.
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der Zeichnung dargestellt und werden im Folgenden näher beschrieben, wobei sich aus der Beschreibung und/oder der Zeichnung weitere Merkmale und/oder Vorteile ergeben können. Es zeigen
Fig. 1 einen erfindungsgemäßen Planetenradsatz, ausgebildet als Schraubradgetriebe,
Fig. 2 ein abgewandeltes Ausführungsbeispiel für einen erfindungsgemäßen
Planetenradsatz,
Fig. 3 ein weiteres Ausführungsbeispiel der Erfindung mit zwei Planetenrädern und
Fig. 4 eine Seitenansicht des Planetenradsatzes gemäß Fig. 3.
Fig. 1 zeigt in schematischer Darstellung einen erfindungsgemäßen Planetenradsatz 1 , welcher als Schraubradgetriebe ausgebildet ist. Der Planetenradsatz 1 um- fasst ein zentral angeordnetes Sonnenrad 2, ein koaxial zum Sonnenrad 2 angeordnetes Hohlrad 3 sowie drei verkippte Planeten 4. Die (nicht dargestellten) Drehachsen des Sonnenrades 2 und des Hohlrades 3 sind identisch, d. h. das Hohlrad 3 und das Sonnenrad 2, auch kurz Sonne 2 genannt, drehen um dieselbe Achse. Die nicht dargestellten Drehachsen der Planetenräder 4, auch kurz Planeten 4 genannt, sind gegenüber der Drehachse von Sonne 2 und Hohlrad 3 verkippt - im dargestellten Ausführungsbeispiel weisen sie einen Kippwinkel von 35° auf. Das Sonnenrad 2 bildet mit den Planeten 4 Schraubradpaarungen; ebenso bilden die Planeten 4 mit dem Hohlrad 3 Schraubradpaarungen. Die Sonne 2 weist eine Schraubverzahnung mit einem sehr starken Schrägungswinkel auf, die Planeten 4 weisen Schrägverzahnungen und das Hohlrad 3 weist eine Innengeradverzahnung auf. Durch die Verkippung der Planeten 4 um 35° wird aufgrund des gerade verzahnten Hohlrades 3 ein möglichst großer Schrägungswinkel an der Sonne 2 erhalten, damit sich für die Sonne 2 ein größerer Fußkreisdurchmesser ergibt. Nach einem bevorzugten Ausführungsbeispiel ist der Planetenradsatz 1 wie folgt bemessen: Die Sonne 2 weist eine Zähnezahl von 3, die Planeten 4 weisen Zähnezahlen von 60, und das Hohlrad 3 weist eine Zähnezahl von -159 (negativ wegen der Innenverzahnung) auf. Daraus ergibt sich eine Standübersetzung von 53 bei einem Wirkungsgrad von 77 %.
Fig. 2 zeigt einen erfindungsgemäßen Planetenradsatz 5 mit einem Sonnenrad 6, einem koaxial angeordneten Hohlrad 7 sowie zwei verkippten Planeten 8. Die Sonne 6 und die Planeten 8 bilden ebenso wie die Planeten 8 und das Hohlrad 7 Schraubradpaarungen, d. h. ihre Drehachsen kreuzen sich, ohne sich zu schneiden. Der Kippwinkel der Planeten 8 beträgt bei diesem Ausführungsbeispiel ebenfalls 35°. Nach einer bevorzugten Auslegung weist der Planetenradsatz 5 folgende Zähnezahlen auf: 2 für die Sonne 6, 59 für die Planeten 8 und -160 für das Hohlrad 7. Daraus ergibt sich eine Standübersetzung von 80 bei einem Wirkungsgrad von 68 %; d. h. die höhere Übersetzung von 80 gegenüber dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1 wird mit einem schlechteren Wirkungsgrad erkauft, der jedoch für bestimmte Anwendungsfälle, insbesondere bei geringerer Leistung akzeptabel ist. Standübersetzung heißt, dass eines der drei Getriebeteile, beispielsweise ein nicht dargestellter, die Planeten 8 aufnehmender Steg, fest gehalten wird, während Sonne 6 und Hohlrad 7 drehen. Die Standübersetzungen unterscheiden sich bei diesen Getrieben (mit hoher Übersetzung) nur geringfügig von den Umlaufübersetzungen.
Fig. 3 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel der Erfindung, nämlich einen Planetenradsatz 9, welcher ein zentral angeordnetes Sonnenrad 10, ein Hohlrad 1 1 sowie zwei verkippte Planeten 12 aufweist, die jeweils mit der Sonne 10 und dem Hohlrad 1 1 Schraubradpaare bilden. Die Planeten 12 weisen Durchstoßpunkte P1 , P2 ihrer Achsen auf, welche sich nicht diametral gegenüber liegen, sondern mit dem Mittelpunkt M bzw. der Drehachse von Sonnenrad 10 und Hohlrad 1 1 ein stumpfwinkliges Dreieck mit den Eckpunkten P1 , M, P2, d. h. einen Abstandswinkel von weniger als 180° bilden. Durch diese Anordnung der Planeten 12 ergibt sich die Möglichkeit, die Sonne 10 radial (in der Zeichnung) nach unten zu verschieben, wodurch das Spiel zwischen den Flanken von Sonne 10 und Planeten 12 eliminiert werden kann.
Fig. 4 zeigt eine Seitenansicht des Planetenradsatzes 9 mit Hohlrad 1 1 und gekippten Planeten 12. Die Drehachse eines der beiden Planetenräder 12 ist mit a und die Drehachse des Hohlrades 1 1 (oder eine parallele Achse) ist mit b bezeichnet. Der Winkel zwischen den Achsen a, b ist der mit α bezeichnete Kippwinkel, der im dargestellten Ausführungsbeispiel 20° beträgt. Das Hohlrad 1 1 ist im dargestellten Ausführungsbeispiel schräg verzahnt, um einen etwas größeren Schrägungswinkel für die Sonne 10 zu erreichen. Der Fußkreisdurchmesser der Sonne 10 ist nicht so groß wie in den Ausführungsbeispielen gemäß Fig. 1 und 2, allerdings ist der Wirkungsgrad deutlich höher. Nach einem bevorzugten Ausführungsbeispiel ist der Planetenradsatz 9 wie folgt ausgelegt: Das Sonnenrad 10, die Planeten12 und das Hohlrad 1 1 weisen Zähnezahlen von 3, 68 und -159 auf, was eine Standübersetzung von 53 bei einem Wirkungsgrad von 88 % ergibt. Im Vergleich mit den Ausführungsbeispielen gemäß Fig. 1 und 2, welche jeweils einen Planetenkippwinkel von 35° aufweisen, lässt sich feststellen, dass der geringere Kippwinkel von 20° bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 3 und 4 zu einem höheren Wirkungsgrad führt. Dies ist darauf zurückzuführen, dass die Gleitreibung der Schraubradpaarungen mit abnehmendem Kreuzungswinkel der Achsen (Kippwinkel) abnimmt. Bezuqszeichen
1 Planetenradsatz
Sonnenrad (Sonne)
Hohlrad
Planetenrad (Planet)
Planetenradsatz
Sonnenrad
7 Hohlrad
8 Planetenrad
9 Planetenradsatz
10 Sonne
1 1 Hohlrad
12 Planet
P1 Durchstoßpunkt
P2 Durchstoßpunkt
M Mittelpunkt Hohlrad/Sonne a Achse Planet
b Achse Hohlrad

Claims

Patentansprüche
1 . Planetengetriebe, umfassend ein Sonnenrad (2, 6, 10), ein koaxial zum Sonnenrad (2, 6, 10) angeordnetes Hohlrad (3, 7, 1 1 ) sowie mindestens zwei Planetenräder (4, 8, 12), welche mit dem Sonnenrad (2 ,6, 10) und dem Hohlrad (3, 7, 1 1 ) in Zahneingriff stehen, dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenrad (2, 6, 10), die mindestens zwei Planetenräder (4, 8, 12) sowie das Hohlrad (3, 7, 1 1 ) als Schraubräder ausgebildet sind und Schraubradpaare mit sich kreuzenden Achsen bilden.
2. Planetengetriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Achsen (a) der Planeten (12) mit der Achse (b) des Sonnenrades (10) und des Hohlrades (1 1 ) einen Kippwinkel (a) im Bereich von 15° bis 40°, vorzugsweise von 20° bis 35° bilden.
3. Planetengetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenrad (2, 6, 10) eine Außenverzahnung mit sehr großem Schrägungswinkel und eine Zähnezahl im Bereich von 2 bis 6 aufweist.
4. Planetengetriebe nach Anspruch 1 , 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Planeten (4) einen Kippwinkel von 35°, die Sonne (2) eine Zähnezahl von 3, die Planeten (4) je eine Zähnezahl von 60 und das Hohlrad (3) eine Zähnezahl von -159 aufweisen.
5. Planetengetriebe nach Anspruch 1 , 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Planeten (8) einen Kippwinkel von 35°, die Sonne (6) eine Zähnezahl von 2, die Planeten (8) eine Zähnezahl von 59 und das Hohlrad (7) eine Zähnezahl von -160 aufweisen.
6. Planetengetriebe nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (3, 7) eine Geradverzahnung aufweist.
7. Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Planeten (12) einen Kippwinkel von α = 20°, die Sonne (10) eine Zähnezahl von 3, die Planeten (12) eine Zähnezahl von 68 und das Hohlrad (1 1 ) eine Zähnezahl von -159 aufweisen.
8. Planetengetriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (1 1 ) eine Schrägverzahnung aufweist.
9. Planetengetriebe nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Planetenräder (12) einen verkürzten Achsenabstand P1 P2 aufweisen und mit dem Mittelpunkt M der Sonne (10) ein stumpfwinkliges Dreieck P1 MP2 bilden.
10. Planetengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass es als Standgetriebe betreibbar ist.
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