WO2012110133A1 - Wellgetriebe mit seitlicher führung des stirnrades - Google Patents

Wellgetriebe mit seitlicher führung des stirnrades Download PDF

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WO2012110133A1
WO2012110133A1 PCT/EP2011/072081 EP2011072081W WO2012110133A1 WO 2012110133 A1 WO2012110133 A1 WO 2012110133A1 EP 2011072081 W EP2011072081 W EP 2011072081W WO 2012110133 A1 WO2012110133 A1 WO 2012110133A1
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WO
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gear
spur gear
wave
cover
ring
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PCT/EP2011/072081
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English (en)
French (fr)
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Jens Schäfer
Mike Kohrs
Jeffrey S. BALKO
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Schaeffler Technologies AG and Co KG
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Schaeffler Technologies AG and Co KG
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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
    • F16H49/00—Other gearings
    • F16H49/001—Wave gearings, e.g. harmonic drive transmissions
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/34—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift
    • F01L1/344—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear
    • F01L1/352—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear characterised by the provision of means for changing the timing of the valves without changing the duration of opening and without affecting the magnitude of the valve lift changing the angular relationship between crankshaft and camshaft, e.g. using helicoidal gear using bevel or epicyclic gear
    • F01L2001/3521—Harmonic drive of flexspline type

Definitions

  • Well gear are known from the prior art, this reference is made, for example, to DE 102 22 695 A1.
  • Wellular gears usually include a cylindrical rigid ring with an internal toothing or alternatively also two cylindrical rigid rings with an internal toothing, a flexible externally toothed gear which is arranged inside the rigid ring gear, and a wave generator inserted into the interior of the flexible gear. fits.
  • the wave generator is constituted by a rigid wave gear insert having an elliptical outline and a wave gear bearing fitted on an outer peripheral surface of the wave gear insert, so that the flexible gear is bent into an elliptical shape and the external teeth thereof are bent at both ends of the main axis is arranged in the elliptical shape, meshes with the internal teeth of the rigid gear.
  • the wave generator is rotated by a motor or the like, the meshing parts of the two gears move in the circumferential direction. Since there is a difference in the number of teeth between the external gear and the internal gear, relative rotation occurs between the gears according to the difference in the number of teeth. Typically, the difference in the number of teeth is two.
  • Corrugated gearboxes are subdivided according to their design into pot gearboxes and sleeve gears or flat gears.
  • Topfgetriebe the flexible gear is designed in a pot shape, the bottom is flanged to the output shaft.
  • the translating ring gear is used as a flange for connection to the periphery.
  • the sleeve gear the flexible gear is designed in a ring shape. It is men two ring gears used, a gear and a clutch gear, wherein the clutch gear has the same number of teeth of the flexible gear and the transmission gear has more teeth than the flexible gear. With fast rotation of the wave generator with low torque, a relative rotation of the two ring gears occurs.
  • the flat gear is often used in camshaft drives.
  • Shaft drives can be used as electromechanical phase adjusters or camshaft adjusters in 3-shaft systems.
  • the shaft system is supplied via the drive shaft, such as camshaft sprocket, the drive power, which is discharged via the output shaft, eg camshaft again.
  • Serving as an actuator phase divider is seen as a link between the drive shaft and the shaft to be driven in the power flow.
  • This allows, via a third shaft, the adjusting shaft, superimposed on the drive power, to additionally couple mechanical power into or out of the shaft system.
  • the predetermined by the drive shaft movement function can be changed to the output shaft, for example, a phase offset can be realized.
  • actuators in such three-shaft systems are often electric motors for adjusting the adjusting used. But it is also possible to use electrical, mechanical or hydraulic brakes, rotary or linear-acting electromagnets, solenoid valves or linear motors or actuators to allow the Phasenver position.
  • the adjustment range or drive range is generally limited by limiting the angle of rotation of one of the three shafts relative to a second shaft or relative to the housing.
  • a mechanical stop is used as an integral part of the device.
  • the stop can be arranged between the drive and output shafts, between the drive and adjusting shafts or between the output and the adjusting shafts. be net.
  • the stop is realized in the known state of the art usually between the output shaft and drive unit.
  • the limitation of the output angle takes place in the prior art always just between two transmission shafts, never twice, so between the output and drive and between see adjusting shaft and drive or between the adjusting and output.
  • wave gear can be used in 2-shaft arrangements of a 3-shaft gear in Versteilantrieben.
  • they are primarily used as reduction devices for actuators in the automotive sector and in industrial applications.
  • Reduction devices are used to convert a high-speed, low-load drive power of an actuator into a low-speed, high-load output. Only power is transferred between the adjusting shaft and the output shaft.
  • the third shaft of the gearbox is fixed to the housing.
  • the angle of the output shaft can be more than 360 °.
  • the output rotation angle can in turn be limited by a mechanical limitation.
  • the stop can be seen here between adjusting and output shaft, be formed between the output shaft and housing or between adjusting or drive shaft and housing.
  • the stop is usually realized between the output shaft and the housing. It can also be exclusively or additionally control-side limitations of the adjustment made.
  • the path of the output shaft is primarily determined by the actuating path defined by the control. Preset shaft specified. The attack then only serves to safeguard fail-safe states.
  • the Verstell Switzerlandsbegrenzung usually takes place between the input and output shaft and between the output shaft and the housing of the device.
  • the adjustment shaft which is not limited directly in the adjustment angle or drive angle, is braked via the transmission kinematics and the rigidity of the gear elements as soon as the output side reaches the limit of the rotation angle. enough.
  • no measures are defined which attenuate occurring impulse loads in the effect of reaching the stop in the actuator.
  • gear members can deform so much that they collide with each other and cause the actuator to jam.
  • gear parts can tire early or must be oversized for normal operation to endure the high loads in the unbraked stop. This condition can also occur if, outside of a possibly existing stop, the controller is abruptly decelerated by the controller or due to a collision (stop outside the system).
  • the principle of the wave gear is based on a thin-walled flexible spur gear, which can be ovalized by the wave generator circumferentially.
  • the resulting in the wave gear on the flexible spur gear due to the operating or momentum load tooth forces cause in addition to the transverse thrust in the teeth also attributable to the elasticity of the spur gear, unwanted twisting of the spur gear. This twisting simplifies the avoidance of the corresponding teeth and thus the terminals or snapping over.
  • the object of the present invention is therefore to provide an improved wave gear, with which the twists of the flexible spur gear occurring under load are prevented or minimized, whereby deviations in the tooth contact are prevented or minimized, whereby the gear parts against overloads be better protected, and jamming or damage to the gear parts are largely prevented.
  • a harmonic drive is used according to the appended claim 1.
  • the corrugated transmission according to the invention is characterized in that the spur gear is axially supported on both sides by a respective cover.
  • An essential advantage of the harmonic drive according to the invention is that by the additional axial support of the spur gear possibly occurring under load twisting of the spur gear can be avoided or minimized. Tilts of the spur gear or of the entire wave generator occurring due to operating cycles can be restricted by the narrow lateral guidance of the spur gear. As a result, a high torsional stiffness can be achieved.
  • At least one of the lids is integral with the ring gear.
  • the other cover may also be part of the ring gear.
  • a cover may be designed as a separate component or both covers as separate components.
  • the inner contact surface of the cover to the spur gear may have interruptions on the circumference. For example, there may be formed ribs or recesses. In this way, the weight of the lid can be reduced, also the lubrication anddeffenzu- and removal is facilitated.
  • one or both lids can be laminar constructed of several part lids to achieve a separation of functions. For example, a thinner inner part cover, z.
  • an outer part cover made of softer material eg. As aluminum or plastic, are used.
  • the partial covers may be additionally adhesively bonded to one another, for example. by welding or material / form-fitting z. B. be connected by punching packages.
  • the axial guide clearance of the spur gear between the covers is less than 2 mm. Even cheaper are designs with a guide clearance of less than 1, 5 mm. Embodiments with a guide play of less than 1 mm have proved to be particularly advantageous. To comply with the required leadership game manufacturing tolerances and the tolerance chains are to be limited accordingly. The guiding game can be positively supported by the additional measures described below in order to minimize them. Thus, the use of insertion discs between the covers and the ring gear has proved to be useful. In this case, insert discs can be used with different thickness, depending on the determined axial play the corresponding insertion discs are selected.
  • At least one of the two covers has a shoulder or bulges on its side facing the spur gear.
  • the bulges may in this case be circular, ring or rod-shaped, for example.
  • the heel or the bulge immersed in the internal toothing of the ring gear and can compensate for the depth of the shoulder or the bulge according to the game.
  • the lids have a wall thickness of at least 0.7 mm.
  • the axial pressure rigidity required to support the spur gear can be realized.
  • the use of additional ribbing on the lids has proven to be beneficial.
  • other additional radial and axial stiffeners can be attached. It is possible, for example, the attachment of collar on the inner and / or outer diameter of the lid.
  • the lids can be manufactured as packetized lids consisting of several sheet metal layers. In this case, individual sheet metal layers may have recesses for weight reduction. Through the recesses and the Schmierstoff, Coolant guide facilitates. The sheets are either loose or interconnected.
  • the covers have local material compaction or material consolidations.
  • the axial compressive stiffness can also be positively influenced.
  • the spur gear has a width of> 5 mm.
  • a width of the spur gear of more than 8 mm has been found.
  • Particularly preferred embodiments are those in which the spur gear is more than 10 mm wide. Due to these spur wheel widths, twisting of the spur gear within the gearing game in the region of the meshing engagement can additionally be made more difficult.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section of a wave gear according to the invention in a first embodiment
  • FIG. 2 shows a longitudinal section of the harmonic drive according to the invention in a second embodiment
  • Fig. 3 a lid with a paragraph
  • Fig. 4 a lid with a collar on the inner diameter
  • Fig. 5 sectional views of several lids in different designs.
  • Fig. 1 shows a longitudinal section of a wave gear according to the invention in a first embodiment.
  • the corrugated transmission comprises a first ring gear 02, which is connected to a drive unit 01, with internal teeth, and a second ring gear 04, which is connected to an output unit 03, with internal teeth.
  • First and second Holrad 02, 04 are arranged side by side.
  • the selected embodiment is a 3- Shaft arrangement.
  • 2-shaft arrangements are also possible.
  • the first ring gear 02 is arranged fixed to the housing.
  • a flexible spur gear 06 with external teeth is located inside the ring gears 02, 04.
  • a wave generator 07 is arranged within the spur gear 06.
  • the wave generator 07 comprises a ring with an elliptical outer circumference and an elliptically deformed rolling bearing 08 mounted on the outer circumference.
  • a plain bearing can also be used.
  • the flexible spur gear 06 is bent in the radial direction.
  • the elliptically deformed spur gear 06 engages with its external teeth in the regions of the two intersection points of the ellipse circumference with the main axis of the ellipse in the internal teeth of the first and second ring gears 02, 04, whereby a torque-transmitting connection is made.
  • the spur gear 06 should preferably have a width of more than 5 mm. Even more favorable is a spur wheel width of more than 8 mm. Particularly preferred are spur gears widths of more than 10 mm. With such executed spur gears 06, a twisting of the spur gear 06 within the teeth play in the field of meshing can be difficult.
  • the spur gear 06 is located between a first and a second cover 09, 10.
  • the cover 09, 10 are used for axial support of the spur gear 06.
  • the cover 09, 10 may be designed as separate components or be part of the gear members. In the embodiment shown here, the first cover 09 is designed as a separate component.
  • the second cover 10 is part of the second ring gear 04.
  • the entire axial guide clearance of the spur gear 06 between the covers 09, 10 should preferably be less than 2 mm. As even more favorable, an axial guide play of less than 1, 5 mm has been found. In particularly preferred embodiments, the axial guide clearance is less than 1 mm. To comply with the specified axial Leadership game is to pay special attention to the minimization of manufacturing tolerances.
  • FIG. 2 another way to comply with the axial guide clearance is shown.
  • the inside of the first cover 09 is not flat, but provided with a shoulder 12.
  • a detailed representation of the thus executed first cover 09 can be seen in FIG.
  • the shoulder 12 of the first cover 09 dips into the internal toothing of the first ring gear 02.
  • the first cover 09 may also be provided with partial recesses. These deposits can be, for example, circular, ring-shaped or rod-shaped.
  • the wall thickness of both lids 10 should preferably be at least 0.7 mm.
  • Fig. 4 shows a cover 09, 10 with a collar 13 at the inner diameter.
  • the cover 09, 10 may be designed as a packetized lid with multiple sheet metal layers. The individual sheets are either loose or interconnected.
  • the covers 09, 10 may be used to achieve increased axial pressure strength also have local material compaction and / or material compaction.
  • Fig. 5 shows lids in different versions, each in a sectional view.
  • a plurality of recesses 14 are inserted into the lid, which serve to reduce weight and / or lubricant or coolant supply.
  • the lid consists of a thinner inner through hardened part cover 15 and an outer part cover 16 made of a softer material.
  • the inner sectionde- disgust 15 may for example consist of steel.
  • the outer part cover 16 is made of aluminum or plastic, for example.
  • the recesses 14 are arranged in the thicker outer part cover 16.
  • the lid shown in Fig. 5d consists of several sheet metal layers 17, in which partial recesses 14 are introduced. Through the recesses 14, the weight of the lid can be reduced. In addition, the lubricant or coolant supply are facilitated.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Wellgetriebe mit mindestens einem Hohlrad (02, 04) mit einer Innenverzahnung, einem innerhalb des Hohlrads (02, 04) angeordneten, flexiblen Stirnrad (06) mit einer Außenverzahnung und einem innerhalb des Stirnrads (06) angeordneten Wellgenerator (07) zum Biegen des Stirnrads (06) in Radialrichtung, wobei zwischen Hohlrad (02, 04) und Stirnrad (06) an zwei gegenüberliegenden Stellen des Stirnrads (06) eine drehmomentübertragende Verbindung hergestellt ist, wobei der Wellgenerator (07) einen Ring mit elliptischem Außenumfang und ein auf dem Außenumfang angebrachtes elliptisch verformtes Lager (08) umfasst. Das erfindungsgemäße Wellgetriebe zeichnet sich dadurch aus, dass das Stirnrad (06) beidseitig durch jeweils einen Deckel (09, 10) axial abgestützt ist.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Wellgetriebe mit seitlicher Führung des Stirnrades Beschreibung
Die Erfindung betrifft ein Wellgetriebe gemäß dem Oberbegriff des beigefügten Anspruchs 1. Wellgetriebe sind aus dem Stand der Technik bekannt, hierzu sei beispielsweise auf die DE 102 22 695 A1 verwiesen. Wellgetriebe beinhalten normalerweise einen zylindrischen starren Ring mit einer Innenverzahnung bzw. alternativ auch zwei zylindrische starre Ringe mit einer Innenverzahnung, ein flexibles außen verzahntes Zahnrad, das im Inneren des starren Hohlrads angeordnet ist, sowie einen Wellgenerator, der in das Innere des flexiblen Zahnrads einge- passt ist. Der Wellgenerator ist gebildet aus einem starren Wellgetriebeeinsatz mit elliptischem Umriss sowie einem Wellgetriebelager, dass auf eine Außen- umfangsfläche des Wellgetriebeeinsatzes gepasst ist, so dass das flexible Zahnrad in eine elliptische Form gebogen wird und die Außenverzahnung des- selben, die an beiden Enden der Hauptachse der Ellipsenform angeordnet ist, mit der Innenverzahnung des starren Zahnrads kämmt. Wenn der Wellgenerator durch einen Motor oder dergleichen rotiert wird, bewegen sich die miteinander in Eingriff stehenden Teile der beiden Zahnräder in Umfangsrich- tung. Da eine Differenz in der Anzahl von Zähnen zwischen dem Außenzahn- rad und dem Innenzahnrad vorhanden ist, entsteht eine relative Rotation zwischen den Zahnrädern gemäß der Differenz in der Anzahl von Zähnen. Typischerweise beträgt die Differenz in der Anzahl von Zähnen zwei.
Wellgetriebe werden nach ihrer Bauweise in Topfgetriebe und Hülsengetriebe bzw. Flachgetriebe unterteilt. Beim Topfgetriebe ist das flexible Zahnrad in Topfform ausgeführt, dessen Boden an die Abtriebswelle angeflanscht ist. Das Übersetzungshohlrad wird als Flansch zur Anbindung an die Peripherie genutzt. Beim Hülsengetriebe ist das flexible Zahnrad in Ringform ausgeführt. Es kom- men zwei Hohlräder zum Einsatz, ein Übersetzungs- und ein Kupplungszahnrad, wobei das Kupplungszahnrad die identische Zähnezahl des flexiblen Zahnrads besitzt und das Übersetzungszahnrad mehr Zähne als das flexible Zahnrad aufweist. Bei schneller Drehung des Wellgenerators mit geringem Dreh- moment entsteht eine Relativdrehung der beiden Hohlräder. Zwischen den Hohlrädern können die untersetzte Drehzahl und das hohe Drehmoment abgegriffen werden. Das Flachgetriebe wird häufig bei Nockenwellenantrieben eingesetzt. Wellgetriebe können als elektromechanische Phasenversteller bzw. Nocken- wellenversteller bei 3-Wel lensystemen eingesetzt werden. Dem Wellensystem wird über die Antriebswelle, z.B. Nockenwellen-Kettenrad, die Antriebsleistung zugeführt, welche über die Abtriebswelle, z.B. Nockenwelle, wieder abgegeben wird. Der als Stellglied dienende Phasensteiler ist dabei als Bindeglied zwi- sehen der Antriebswelle und der zu treibenden Welle im Leistungsfluss angeordnet. Dies erlaubt über eine dritte Welle, die Verstellwelle, überlagert zur Antriebsleistung zusätzlich mechanische Leistung in das Wellensystem einzukop- peln oder aus diesem abzuführen. Dadurch kann die von der Antriebswelle vorgegebene Bewegungsfunktion zur Abtriebswelle verändert werden, z.B. kann ein Phasenversatz realisiert werden. Als Aktuatoren in solchen Dreiwellensystemen kommen häufig Elektromotoren zur Verstellung der Verstellwelle zum Einsatz. Es ist aber ebenso möglich, elektrische, mechanische oder hydraulische Bremsen, rotatorisch oder linear wirkende Elektromagnete, Magnetventile oder Linearmotoren bzw. -aktuatoren zu verwenden, um die Phasenver- Stellung zu ermöglichen.
Um die Peripherie bei Steuerungsfehlern der Aktuatorik vor unerwünschten Kollisionen von Bauteilen zu schützen, wird der Verstellbereich bzw. Antriebsbereich in der Regel durch die Begrenzung des Drehwinkels einer der drei Wel- len relativ zu einer zweiten Welle bzw. relativ zum Gehäuse eingeschränkt. Dazu wird ein mechanischer Anschlag als integraler Bestandteil der Vorrichtung verwendet. Der Anschlag kann zwischen Antriebs- und Abtriebswelle, zwischen Antriebs- und Verstellwelle oder zwischen Abtriebs- und Verstellwelle angeord- net sein. Der Anschlag ist im bekannten Stand der Technik in der Regel zwischen Abtriebswelle und Antriebseinheit realisiert. Die Begrenzung des Abtriebswinkels erfolgt im Stand der Technik immer nur einfach zwischen zwei Getriebewellen, nie zweifach, also zwischen Abtrieb und Antrieb sowie zwi- sehen Verstellwelle und Antrieb bzw. zwischen Verstellwelle und Abtrieb.
Des Weiteren können Wellgetriebe auch in 2-Wellen-Anordnungen eines 3- Wellengetriebes in Versteilantrieben eingesetzt werden. Hier werden sie vorrangig als Untersetzungsvorrichtungen für Stellantriebe im Automotivebereich sowie in Industrieanwendungen verwendet. Untersetzungsvorrichtungen dienen dazu, eine mit hoher Geschwindigkeit und niedriger Last eingespeiste Antriebsleistung eines Stellers in eine Abtriebsleistung mit geringer Geschwindigkeit und hoher Last zu wandeln. Es wird nur Leistung zwischen Verstellwelle und Abtriebswelle übertragen. Die dritte Welle des Getriebes ist gehäusefest. Der Winkel der Abtriebswelle kann dabei mehr als 360° betragen.
Um bei Steuerungsfehlern der Aktuatorik die Peripherie vor Kollisionen von Bauteilen zu schützen, kann wiederum der Abtriebsdrehwinkel durch eine mechanische Begrenzung eingeschränkt werden. Der Anschlag kann hierbei zwi- sehen Verstell- und Abtriebswelle, zwischen Abtriebswelle und Gehäuse oder zwischen Verstell- bzw. Antriebswelle und Gehäuse ausgebildet sein. Der Anschlag ist üblicherweise zwischen Abtriebswelle und Gehäuse realisiert. Es können auch ausschließlich oder zusätzlich steuerungsseitige Begrenzungen des Verstellweges vorgenommen werden. Hierbei wird der Weg der Abtriebs- welle primär durch den von der Steuerung definierten Stellweg der Antriebsbzw. Verstellwelle vorgegeben. Der Anschlag dient dann lediglich zur Absicherung von Fail-Safe-Zuständen.
Wie eben beschrieben, erfolgt die Verstellbereichsbegrenzung meist zwischen An- und Abtriebswelle bzw. zwischen Abtriebswelle und dem Gehäuse der Vorrichtung. Die nicht unmittelbar im Verstellwinkel bzw. Antriebswinkel begrenzte Verstellwelle wird über die Getriebekinematik und die Steifigkeit der Getriebeglieder abgebremst, sobald die Abtriebsseite die Grenze des Drehwinkels er- reicht. Im Stand der Technik sind keine Maßnahmen definiert, die beim Erreichen des Anschlages im Stellglied auftretende Impulslasten in der Wirkung dämpfen. In Folge hoher Lasten können sich Getriebeglieder so stark verformen, dass sie untereinander kollidieren und das Stellglied zum Verklemmen bringen. Ferner können Getriebeteile frühzeitig ermüden bzw. müssen für den Normalbetrieb überdimensioniert werden um auch die hohen Lasten im ungebremsten Anschlag zu ertragen. Dieser Zustand kann auch auftreten, wenn außerhalb eines evtl. vorhandenen Anschlages der Steller abrupt durch die Steuerung oder aufgrund einer Kollision (Anschlag außerhalb des Systems) abgebremst wird.
Wie bereits beschrieben, basiert das Prinzip des Wellgetriebes auf einem dünnwandigen flexiblen Stirnrad, welches durch den Wellgenerator umlaufend ovalisiert werden kann. Die beim Wellgetriebe am flexiblen Stirnrad infolge der Betriebs- bzw. Impulslast resultierenden Zahnkräfte bewirken neben dem Querschub in den Zähnen auch eine auf die Elastizität des Stirnrades zurückzuführende, unerwünschte Verdrillung des Stirnrads. Diese Verdrillung vereinfacht das Ausweichen der korrespondierenden Zähne und damit das Klemmen bzw. Überschnappen.
Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht somit darin, ein verbessertes Wellgetriebe zur Verfügung zu stellen, mit welchem die unter Last auftretenden Verdrillungen des flexiblen Stirnrades verhindert bzw. minimiert werden, wodurch Abweichungen im Zahnkontakt verhindert bzw. minimiert werden, wo- durch die Getriebeteile vor Überlasten besser geschützt werden, und ein Klemmen bzw. eine Beschädigung der Getriebeteile weitestgehend verhindert werden.
Zur Lösung der erfindungsgemäßen Aufgabe dient ein Wellgetriebe gemäß dem beigefügten Anspruch 1. Das erfindungsgemäße Wellgetriebe zeichnet sich dadurch aus, dass das Stirnrad beidseitig durch jeweils einen Deckel axial abgestützt ist. Ein wesentlicher Vorteil des erfindungsgemäßen Wellgetriebes besteht darin, dass durch die zusätzliche axiale Abstützung des Stirnrades eine bei Belastung ggf. auftretende Verdrillung des Stirnrades vermieden bzw. minimiert werden kann. Durch Betriebsspiele auftretende Verkippungen des Stirnrades bzw. des gesamten Wellgenerators können durch die enge seitliche Führung des Stirnrades eingeschränkt werden. Hierdurch kann eine hohe Drehsteife erreicht werden.
Bei einer vorteilhaften Ausführungsform ist mindestens einer der Deckel eintei- lig mit dem Hohlrad ausgeführt. Dies hat fertigungs- und montagetechnische Vorteile, da weniger Bauteile zum Einsatz kommen. Der andere Deckel kann ebenfalls Bestandteil des Hohlrads sein. Alternativ kann ein Deckel als separates Bauteil oder beide Deckel als separate Bauteile ausgeführt sein. Die innere Kontaktfläche des Deckels zum Stirnrad kann am Umfang Unterbrechungen aufweisen. Zum Beispiel können ausgeformte Verrippungen oder Aussparungen vorhanden sein. Hierdurch kann das Gewicht des Deckels reduziert werden, außerdem wird die Schmier- bzw. Kühlmittelzu- und -abfuhr erleichtert. Weiterhin können ein oder beide Deckel laminar aus mehreren Teildeckeln aufgebaut sein um eine Funktionstrennung zu erzielen. Beispielsweise kann ein dünnerer innerer Teildeckel, z. B. aus Stahl oder Sinterstahl, zum Verschleißschutz und ein äußerer Teildeckel aus weicherem Material, z. B. Aluminium oder Kunststoff, verwendet werden. Die Teildeckel können untereinander zu- sätzlich stoffschlüssig z.B. durch Schweißen oder stoff-/formschlüssig z. B. durch Stanzpacketieren verbunden sein.
Nach einer zweckmäßigen Ausführungsform beträgt das axiale Führungsspiel des Stirnrades zwischen den Deckeln weniger als 2 mm. Noch günstiger sind Ausführungen mit einem Führungsspiel von weniger als 1 ,5 mm. Als besonders vorteilhaft haben sich Ausführungsformen mit einem Führungsspiel von weniger als 1 mm erwiesen. Zur Einhaltung des geforderten Führungsspiels sind die Fertigungstoleranzen und die Toleranzketten entsprechend zu beschränken. Das Führungsspiel kann durch die nachfolgend beschriebenen, zusätzlichen Maßnahmen positiv, im Sinne einer Minimierung unterstützt werden. So hat sich die Verwendung von Einlegescheiben zwischen den Deckeln und dem Hohlrad als zweckmäßig erwiesen. Hierbei können Einlegescheiben mit unterschiedlicher Dicke verwendet werden, wobei je nach ermitteltem Axialspiel die entsprechenden Einlegescheiben ausgewählt werden.
Weiterhin ist es vorteilhaft, wenn mindestens einer der beiden Deckel an seiner zum Stirnrad zugewandten Seite einen Absatz oder Ausbuchtungen aufweist. Die Ausbuchtungen können hierbei beispielsweise kreis-, ring- oder stabförmig sein. Der Absatz bzw. die Ausbuchtung taucht in die Innenverzahnung des Hohlrads ein und kann der Tiefe des Absatzes bzw. der Ausbuchtung entsprechend Spiel ausgleichen.
Nach einer vorteilhaften Ausführungsform besitzen die Deckel eine Wandstärke von mindestens 0,7 mm. Mit derart ausgeführten Deckeln kann die zur AbStützung des Stirnrads erforderliche axiale Drucksteifigkeit realisiert werden. In diesem Sinne hat sich auch die Verwendung zusätzlicher Verrippungen an den Deckeln als günstig erwiesen. Alternativ können auch andere, zusätzliche radiale und axiale Versteifungen angebracht werden. Möglich ist beispielsweise die Anbringung von Kragen am Innen- und/oder Außendurchmesser der Deckel. Des Weiteren können die Deckel zum Erzielen der benötigten axialen Drucksteifigkeit als paketierte Deckel, bestehend aus mehreren Blechlagen gefertigt werden. Hierbei können einzelne Blechlagen Ausnehmungen zur Gewichtsreduzierung aufweisen. Durch die Ausnehmungen wird auch die Schmiermittelbzw. Kühlmittelführung erleichtert. Die Bleche sind entweder lose oder mitein- ander verbunden. Bei einer weiteren zweckmäßigen Ausführungsform besitzen die Deckel lokale Werkstoffverdichtungen bzw. Werkstoffverfestigungen. Auf diese Weise kann ebenfalls die axiale Drucksteifigkeit positiv beeinflusst werden. Von Vorteil ist es, wenn bei einer vorteilhaften Ausführungsform das Stirnrad eine Breite von > 5 mm besitzt. Als noch günstiger hat sich eine Breite des Stirnrades von mehr als 8 mm erwiesen. Besonders bevorzugt sind Ausführungsformen, bei denen das Stirnrad mehr als 10 mm breit ist. Durch diese Stirnradbreiten kann ein Verdrillen des Stirnrades innerhalb des Verzahnungs- spieles im Bereich des Zahneingriffs zusätzlich erschwert werden.
Weitere Vorteile, Einzelheiten und Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen, unter Bezugnahme auf die Zeichnung. Es zeigen:
Fig. 1 : einen Längsschnitt eines erfindungsgemäßen Wellgetriebes in einer ersten Ausführungsform;
Fig. 2: einen Längsschnitt des erfindungsgemäßen Wellgetriebes in einer zweiten Ausführungsform; Fig. 3: einen Deckel mit einem Absatz;
Fig. 4: einen Deckel mit einem Kragen am Innendurchmesser;
Fig. 5: Schnittansichten von mehreren Deckeln in verschiedenen Ausführungen.
Fig. 1 zeigt einen Längsschnitt eines erfindungsgemäßen Wellgetriebes in einer ersten Ausführungsform. Das Wellgetriebe umfasst ein mit einer Antriebseinheit 01 in Verbindung stehendes erstes Holrad 02 mit einer Innenverzahnung sowie ein mit einer Abtriebseinheit 03 verbundenes zweites Hohlrad 04 mit einer Innenverzahnung. Erstes und zweites Holrad 02, 04 sind nebeneinander angeordnet. Beim gewählten Ausführungsbeispiel handelt es sich um eine 3- Wellen-Anordnung. 2-Wellen-Anordnungen sind natürlich ebenfalls möglich. Bei 2-Wellen-Anordnungen ist das erste Hohlrad 02 gehäusefest angeordnet. Ein flexibles Stirnrad 06 mit einer Außenverzahnung befindet sich innerhalb der Hohlräder 02, 04.
Innerhalb des Stirnrads 06 ist ein Wellgenerator 07 angeordnet. Der Wellgenerator 07 umfasst bei der hier dargestellten Ausführung einen Ring mit elliptischem Außenumfang und ein auf dem Außenumfang angebrachtes elliptisch verformtes Wälzlager 08. Anstelle eines Wälzlagers kann auch ein Gleitlager verwendet werden. Mittels Wellgenerator 07 wird das flexible Stirnrad 06 in Radialrichtung gebogen. Das elliptisch verformte Stirnrad 06 greift mit seiner Außenverzahnung in den Bereichen der zwei Schnittpunkte des Ellipsenum- fangs mit der Hauptachse der Ellipse in die Innenverzahnungen des ersten und zweiten Hohlrads 02, 04 ein, wodurch eine drehmomentübertragende Verbin- dung hergestellt wird.
Das Stirnrad 06 sollte vorzugsweise eine Breite von mehr als 5 mm aufweisen. Noch günstiger ist eine Stirnradbreite von mehr als 8 mm. Besonders bevorzugt sind Stirnrad breiten von mehr als 10 mm. Mit derart ausgeführten Stirnrädern 06 kann ein Verdrillen des Stirnrades 06 innerhalb des Verzahnungsspiels im Bereich des Zahneingriffs erschwert werden.
Das Stirnrad 06 befindet sich zwischen einem ersten und einem zweiten Deckel 09, 10. Die Deckel 09, 10 dienen zur axialen Abstützung des Stirnrads 06. Die Deckel 09, 10 können als separate Bauteile ausgeführt sein oder Bestandteil der Getriebeglieder sein. Bei der hier gezeigten Ausführungsform ist der erste Deckel 09 als separates Bauteil ausgeführt. Der zweite Deckel 10 ist Bestandteil des zweiten Hohlrads 04. Das gesamte axiale Führungsspiel des Stirnrads 06 zwischen den Deckeln 09, 10 soll vorzugsweise kleiner als 2 mm sein. Als noch günstiger hat sich ein axiales Führungsspiel von weniger als 1 ,5 mm erwiesen. Bei besonders bevorzugten Ausführungsformen beträgt das axiale Führungsspiel weniger als 1 mm. Zur Einhaltung des vorgegebenen axialen Führungsspiels ist ein besonderes Augenmerk auf die Minimierung von Fertigungstoleranzen zu richten.
Darüber hinaus haben sich in diesem Zusammenhang verschiedene Maßnah- men als sinnvoll herausgestellt. So können beispielsweise zwischen den Deckeln 09, 10 dünne Einlegescheiben angeordnet werden. Die Verwendung eines Satzes mit unterschiedlich dicken Einlegescheiben ist besonders zweckmäßig. Somit können je nach dem, welches axiale Führungsspiel ermittelt wurde, entsprechend dicke Scheiben ausgewählt werden.
Bei der in Fig. 2 dargestellten Ausführungsform ist eine andere Möglichkeit zur Einhaltung des axialen Führungsspiels gezeigt. Hier ist im Gegensatz zu der in Fig. 1 gezeigten Ausführungsform die Innenseite des ersten Deckels 09 nicht plan ausgeführt, sondern mit einem Absatz 12 versehen. Eine Detaildarstellung des derart ausgeführten ersten Deckels 09 kann Fig. 3 entnommen werden. Der Absatz 12 des ersten Deckels 09 taucht in die Innenverzahnung des ersten Hohlrads 02 ein. Hierdurch kann der Tiefe des Absatzes 12 entsprechend Führungsspiel ausgeglichen werden. Statt eines Absatzes 12 kann der erste Deckel 09 auch mit partiellen Einbuchtungen versehen werden. Diese Einbuch- tungen können beispielsweise kreis-, ring- oder stabförmig sein.
Infolge der seitlichen Abstützung des Stirnrades an den beiden Deckeln 09, 10 sind erhöhte Anforderungen an die axiale Drucksteifigkeit der Deckel 09, 10 zu stellen. So sollte die Wandstärke beider Deckel 10 vorzugsweise mindestens 0,7 mm betragen. In diesem Zusammenhang ist es ebenfalls günstig, zusätzliche Verrippungen oder sonstige radiale und axiale Versteifungen an den Deckeln 09, 10 anzubringen. So können zum Beispiel am Innen- und/oder Außendurchmesser der Deckel 09 Kragen angebracht werden. Fig. 4 zeigt einen Deckel 09, 10 mit einem Kragen 13 am Innendurchmesser. Weiterhin können die Deckel 09, 10 als paketierte Deckel mit mehreren Blechlagen ausgeführt sein. Die einzelnen Bleche sind entweder untereinander lose oder miteinander verbunden. Die Deckel 09, 10 können zum Erzielen einer erhöhten axialen Druck- festigkeit auch lokale Werkstoffverdichtungen und / oder Werkstoffverfestigungen aufweisen.
Fig. 5 zeigt Deckel in verschiedenen Ausführungen, jeweils in Schnittansicht. Bei der in Fig. 5a gezeigten Ausführung sind in den Deckel mehrere Aussparungen 14 eingebracht, welche zur Gewichtserleichterung und/oder Schmiermittel- bzw. Kühlmittelzuführung dienen. Bei der Ausführung nach Fig. 5b besteht der Deckel aus einem dünneren inneren durchgehärteten Teildeckel 15 und einem äußeren Teildeckel 16 aus einem weicheren Material. Der innere Teilde- ekel 15 kann beispielsweise aus Stahl bestehen. Der äußere Teildeckel 16 wird beispielsweise aus Aluminium oder Kunststoff gefertigt. Bei dem in Fig. 5c gezeigten Deckel sind die in Fig. 5a und 5b gezeigten Ausführungen miteinander kombiniert. Die Aussparungen 14 sind im dickeren äußeren Teildeckel 16 angeordnet. Der in Fig. 5d gezeigte Deckel besteht aus mehreren Blechlagen 17, in welche teilweise Aussparungen 14 eingebracht sind. Durch die Aussparungen 14 kann das Gewicht des Deckels reduziert werden. Außerdem werden die Schmiermittel- bzw. Kühlmittelzuführung erleichtert.
Bezugzeichenliste - Antriebseinheit
- erstes Holrad
- Abtriebseinheit
- zweites Holrad
- -- Stirnrad
- Wellgenerator
- Wälzlager
- erster Deckel
- zweiter Deckel
- -- Absatz
- Kragen
- Aussparungen
- innerer Teildeckel
- äußerer Teildeckel
- Blechlagen

Claims

Patentansprüche
1. Wellgetriebe mit mindestens einem Hohlrad (02, 04) mit einer Innenverzahnung, einem innerhalb des Hohlrads (02, 04) angeordneten, flexiblen Stirnrad (06) mit einer Außenverzahnung und einem innerhalb des Stirnrads (06) angeordneten Wellgenerator (07) zum Biegen des Stirnrads (06) in Radialrichtung, wobei zwischen Hohlrad (02, 04) und Stirnrad (06) an zwei gegenüberliegenden Stellen des Stirnrads (06) eine drehmomentübertragende Verbindung hergestellt ist, wobei der Wellgenerator (07) einen Ring mit elliptischem Außenumfang und ein auf dem Außenumfang angebrachtes elliptisch verformtes Lager (08) umfasst, dadurch gekennzeichnet, dass das Stirnrad (06) beidseitig durch jeweils einen Deckel (09, 10) axial abgestützt ist.
Wellgetriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass mindes tens einer der Deckel (09, 10) einteilig mit dem Hohlrad (02, 04) ausge führt ist.
Wellgetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das axiale Führungsspiel des Stirnrades (06) zwischen den Deckeln (09, 10) < 2 mm ist.
Wellgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen den Deckeln (09, 10) und dem Hohlrad (02, 04) Einlegescheiben anordenbar sind.
Wellgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens einer der Deckel (09, 10) an der zum Stirnrad (06) zugewandten Seite einen Absatz (12) und/oder Ausbuchtungen aufweist, wobei die Ausbuchtungen kreis-, ring- oder stabförmig sind.
6. Wellgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Deckel (09, 10) eine Wandstärke von mindestens 0,7 mm aufweisen.
7. Wellgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Deckel (09, 10) Verrippungen aufweisen.
8. Wellgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Deckel (09, 10) aus mehreren Blechlagen bestehen.
9. Wellgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Deckel (09, 10) lokale Werkstoffverdichtungen und/oder Werkstoffverfestigungen aufweisen.
10. Wellgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Stirnrad (06) eine Breite von > 5 mm aufweist.
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