WO2015067260A1 - Stützanordnung für ein leichtbauplanetendifferential - Google Patents

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WO2015067260A1
WO2015067260A1 PCT/DE2014/200550 DE2014200550W WO2015067260A1 WO 2015067260 A1 WO2015067260 A1 WO 2015067260A1 DE 2014200550 W DE2014200550 W DE 2014200550W WO 2015067260 A1 WO2015067260 A1 WO 2015067260A1
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bearing shell
planetary
gear
support structure
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Thorsten Biermann
Harald Martini
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Schaeffler Technologies AG & Co. KG
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Definitions

  • the present invention relates to a planetary differential gear, more particularly to a spur gear differential, and more particularly to a novel support assembly for a bearing of such a transmission.
  • the invention relates to a planetary differential with a drive wheel and two planetary gear sets mounted in a planet carrier, of which one planetary wheel of one planetary gearset engages in a first sun gear and a planetary gear of the other planetary gearset engages in a second sun gear, the planet carrier via at least one roller bearing is radially rotatable and axially positionally determined on a housing, wherein the at least one rolling bearing comprises a first bearing shell and a second bearing shell, each having a Flanschendabexcellent adjacent to running surfaces of rolling elements of the rolling bearing.
  • bevel gear differential After used as a differential gear especially for high forces and torques, as they occur, for example, in motor vehicles for about a hundred years bevel gear differential, was in 2002 by the FZG Kunststoff - a well-known as long - planetary differential as a spur gear differential developed so that it with the same power was more compact and lighter. This planetary gear differential was further improved in the following years.
  • an output shaft of a motor drives a front or crown gear as a drive wheel, which together with a planet carrier mounted thereon about the common axis of the planetary differential (the common axis of housing, such as spur gear, planet carrier and output shafts of the differential) is rotatable.
  • the introduced via the spur gear torque is delivered to the planet carrier.
  • the planet carrier carries at least two meshing over a part of their tooth width planet gears, each of which also engages in one of two sun gears of the differential.
  • the torque is transmitted over several pairs of planetary gears, which are evenly distributed over the circumference.
  • the two sun gears are connected to the output shafts of the planetary differential.
  • WO 2008/1 10425 A2 shows a Planetenraddifferential that is particularly compact, whose components can be easily manufactured and can be easily assembled.
  • the DE 10 2007 040 478 A1 discloses such a planetary differential, this document places greater emphasis on lightweight with high torque capacity.
  • the DE10201 1087581 A1 can also be used by way of example to illustrate the operation of planetary differential gears such as front wheel-driven raddifferenti-.
  • the geometric and functional peculiarities of said three pamphlets should be considered integrated here.
  • planetary differentials are a significant reduction in overall length.
  • a planetary differential with respect to a cone can achieve radiodifferential structural length savings of up to 75%.
  • the planetary differential makes do with a quarter of the length of the bevel gear differential. This leaves more room for other components such as engine, transmission and clutch housing, especially when the engine, as usual for space reasons, installed transversely.
  • the genante task is solved according to the invention in a generic device in that the first bearing shell engages in the second bearing shell.
  • An inventive planetary differential has a drive wheel and two planetary gear sets mounted in a planet carrier. A planetary gear of the one planetary gear meshes with a first sun gear, and a planetary gear of the other planetary gearset engages a second sun gear.
  • the planet carrier is at least one rolling bearing, usually via two or more bearings on a housing (8A, 8B) radially rotatable and axially position-determined.
  • the at least one roller bearing comprises a first bearing shell and a second bearing shell, each having a Flanschendabexcellent adjacent to the treads.
  • the differential according to the invention is characterized in that the first bearing shell engages in the second bearing shell.
  • a bearing By engaging the first bearing shell in the second or vice versa, the encompassing of the first bearing shell by the second, a bearing is constructed, which despite two comparative Sending cantilever bearing shells can produce a relatively small bearing gap on the side, for example, the outside of the planetary differential, on which engages the first bearing shell in the second shell.
  • both bearing shells each have a comparatively large space. This has the advantage that when inserting rolling elements such as balls in the bearing cage no great accuracies are to be met. Therefore, the rolling elements can be easily absorbed in a bearing shell during assembly and covered with the other shell. This leads to an improved ease of installation.
  • the flange end portions of the bearing shells overlap.
  • the flange end portions of two cups may overlap.
  • a bearing shell engage around a Flanschendabexcellent a second bearing shell.
  • the outer ring engage with at least one leg in the mouth of the inner ring.
  • both Flanschendabites the first bearing shell in an axial direction. If both flange end sections of the first bearing shell have the same axial direction, this bearing shell can be produced by a forming process (for example, deep drawing of a suitable sheet metal semi-finished product) with a comparatively smaller stroke and thus shorter cycle time. As a result, the bearing shell can be produced more cheaply.
  • Another advantageous embodiment is characterized in that the second bearing shell has Flanschendabexcellente which are aligned parallel to each other. Alternatively, however, it is still possible that the Flanschendabête the second bearing shell facing in opposite axial directions.
  • a related further embodiment is thereby characterized in that the Flanschendabête the second bearing shell in the same axial direction.
  • the advantages that arise for a first bearing shell as described above both in terms of alignment of Flanschendab mustarde and for the second bearing shell valid, ie in this case, this second bearing shell can also be produced inexpensively. If the flange end sections of the second bearing shell also have the same axial direction, the advantages described above with respect to the first bearing shell also result for the second bearing shell. If both cups are made in this way, therefore, the mass production costs can be further minimized.
  • At least one bearing ring at least one of the rolling bearings on a U-shaped or C-shaped cross-section.
  • a cross-section is easy to produce by mass in the case of forming technology.
  • a "LT" or "C” type bearing ring encloses the rolling elements and their cage particularly tightly, so that as a rule a very compact bearing shape results, which in turn contributes to a reduction of the size of the end product characterized in that the seat of the inner ring in the housing is larger in diameter than the seat of the planetary carrier on the outer ring and larger than the pitch circle of the rolling elements
  • the inner ring of the bearing is supported radially outside the pitch circle of the rolling elements, and the outer ring is In this way, the bearing can be made smaller, more compact and cheaper, while at the same time material can be saved around the bearing because the bearing seat of the outer ring is almost the same diameter as the raceway of the inner ring.
  • the bearings can be arranged so that they build extremely compact in the radial direction.
  • the inner ring partially surrounds the rolling elements also outside and / or the outer ring surrounds the rolling elements also inside. This results in a radially extremely compact design of the planetary differential.
  • both the inner ring and the outer ring of the bearing is supported radially within the pitch circle of the rolling elements.
  • specially shaped inner and outer rings are produced by forming technology and the bearing is constructed as shown in FIG.
  • the planetary differential is characterized in a further advantageous embodiment in that it is designed as a spur gear differential.
  • Spur gear differentials are used due to their small overall length and large momentum transfer capabilities, especially in front-wheel drive motor vehicles.
  • the planetary differential is characterized in that the bearing seat of at least one of the bearing shells is stiffened by a resilient support structure.
  • the resilient support structure stiffens the bearing seat of one of the bearing shells, usually the outer ring. Due to the elastic stiffening, it is possible to achieve a secure fit with a lightweight and cost-effective component.
  • the resilient support structure is designed cup-shaped. A pot-shaped structure is comparatively stable and can thus apply a high spring force with low internal weight.
  • the support structure interacts with a snug fit on the sun gear. To obtain such a fit, support structure and sun gear can be machined.
  • the inner diameter of the U-profile of the support structure may be machined to receive the cup-shaped guide structure that guides the sun gear, also referred to as the differential sun, both axially and radially.
  • the sun gear also referred to as the differential sun
  • the fit must not be machined throughout. If a paragraph is left, which engages in a corresponding recess of the sun gear, this can axially secure the support structure.
  • a heel on the sun and a recess in the support structure can lead to the same result.
  • the support structure has several stages.
  • the above-mentioned "pot” can be formed in a staircase shape, which can be used to adapt to different diameters, for example in assemblies, and to ensure even greater stability
  • the number of steps may vary depending on the space to be bridged
  • the strength of the stiffening depends essentially on the length and height of the "steps".
  • the bearings described here can be used particularly successfully in planetary differentials, in which two rolling bearings are braced in O-arrangement against each other.
  • the already mentioned reduction in the length compared to conventional bevel gear differentials also requires a reduction of the support bearing distance of planetary differential compared to the bevel gear differential.
  • conventional floating or fixed-location without suitable other countermeasures, this means that the differential, in particular its storage, must be more stable and thus generally more expensive and heavier.
  • the planet carrier is therefore stored in a so-called planetary differential according to the invention usually with an employee support bearing against the outer wheel (front or ring gear) in a so-called O-arrangement.
  • an axial biasing force is constantly exerted on both bearings, which causes the rolling elements, eg bearing balls, cones or rollers, move on a relative to the differential axis obliquely inclined surface instead of on a perpendicular surface.
  • the bearings are fixed radially, ie, the inner bearing shell and the outer bearing shell experience, for example, by pressing or pinching a force in the radial direction. More specifically, the outer bearing rings are axially away from each other and the inner bearing rings axially pressed towards each other, so that the running surfaces of the rolling elements on the outer bearing rings in the axial direction are closer together than the running surfaces on the inner bearing rings. As a result, a resultant force is exerted on the bearings, which runs obliquely to a bearing axis. This force is absorbed by the lightweight structural support structure according to the invention.
  • the rolling surfaces of the rolling elements in each bearing are such that perpendicular through the treads and the rolling elements extending along the direction of the above-described resultant force meet outside of the bearings on the center axis of the differential (corresponding to the bearing axis).
  • the bearing width is at least equal to or greater than the difference between the inner and outer diameter of the bearing.
  • the bearing distance is usually greater than the difference between the inner and outer diameter of the bearing, resulting in an effective increase in the tilting moment in comparison to a conventional fixed-floating or floating storage. It has proven to be advantageous if the inner and outer rings of the storage are produced without cutting. Non-cutting, in particular forming process manufacturing methods are cost-effective, especially in mass production, since the material is used efficiently, less waste than during machining process and also the tool costs per part are cheaper.
  • the blanks of the inner and / or outer rings of the rolling bearing are preferably produced by cold forming a sheet metal part.
  • both blanks for the inner and outer rings on the same plate thickness can also be made of the same material.
  • Cold forming of sheet metal parts is an extremely cost-effective mass production process that leads to solidification of the finished parts. This results in cold-formed bearing rings at low cost high strength, which increases the load capacity of the bearing.
  • both blanks have the same thickness, they can be conveniently made together in a forming process.
  • a bearing could be made so that an easy-to-exchange component gives more quickly and wears, thereby protecting the difficult to install part.
  • the rolling elements or rolling elements are spherical.
  • the structure according to the invention can also be produced with rollers, cylinders, cones, barrels, needles or other rolling elements, ball bearings are, however, mass-produced as a very cost-effective solution.
  • single-row bearings are preferably used.
  • multi-row bearings or bearings with other rolling elements which can accommodate higher loads, not necessary. Thus, can be constructed inexpensively.
  • the bearing rings radially surround laterally over the space of the rolling elements outgoing parts of a bearing cage. This is particularly easy in the present invention, because the individual shells enclose relatively large spaces.
  • rolling elements are accommodated in a rolling bearing in a bearing cage.
  • This bearing cage prevents the rolling elements abutting each other and keeps them at a uniform distance from each other, so that the bearing load evenly distributed on the rolling elements. This contributes to an increased bearing life.
  • the bearing cage which is usually designed to be weaker than the bearing rings, is gripped by the bearing rings, it is difficult if not impossible to destroy the bearing cage by external influences. Thus, by this construction, the life of the rolling bearings and thus the differential increases.
  • the sheet thickness of a sheet metal part from which at least one of the bearing shells, usually both shells, is made is at least 25% of the rolling element diameter.
  • the bearing itself must absorb the pressure forces exerted by the rolling elements elastic. This requires the sheet metal part from which the bearing is made will, sufficient strength. This strength can be achieved by forming technology according to experience with a sheet metal part whose thickness is about 25% of the rolling element diameter.
  • the bearing inner ring is supported as one of the bearing shells by its side wall or by an additional flange on the outer diameter relative to the outer gear housing.
  • the bearing inner ring is set so that when mounting the fixed housing provides a defined fit of the inner ring, and the Lagerervor- voltage can be applied via the tension acting on the outer rings. This facilitates the assembly even further, as on the outer rings in the assembled state easier an adjustable compressive force can be applied as an adjustablemécitedde force on the inner rings.
  • the inner rings can thereby be attached to a fixed stop, while the outer rings are subjected to a pretensioning device (not discussed further here).
  • the inventors have further found it advantageous to design the support structure mentioned so that at least one differential sun or a sun gear is supported both axially and radially in a pot structure. If the lightweight support structure according to the invention supports the differential sun both radially and axially in the pot structure, further bearings of the differential sun must absorb less forces. Thus, with a light support structure, a greater effect in terms of lightweight construction can be achieved because even the distant from the differential suns bearings of the output shafts need to absorb lower forces and thus be lighter.
  • the mentioned support structure cold forming is made of sheet metal with a maximum thickness of 1, 5 mm.
  • Cold forming is a well controllable mass production process.
  • the proposed low plate thickness for the support structure contributes according to the results of the inventors to provide sufficient strength with low weight and good support properties and at the same time desirable during assembly To ensure elasticity.
  • the bearing rings can be made by cold forming from a (thicker) sheet metal, wherein the two bearing rings further preferably have the same thickness and / or are made of the same material.
  • the thickness of the bearing rings or bearing shells is according to experience of the inventors preferably at least 25% of the rolling element diameter.
  • the bearing itself must absorb the pressure forces exerted by the rolling elements.
  • the sheet metal part from which the bearing is made requires sufficient strength. This strength can be achieved by forming technology according to experience with a sheet metal part whose thickness is at least 25% of the rolling element diameter.
  • the support structure has a significantly lower sheet thickness than the material of the differential housing and the bearing rings. More specifically, the material thickness of the support structure is according to experience, a maximum of 30% of the thickness of said sheets.
  • bearing inner ring is supported by its side wall or an additional flange on the outer diameter relative to the outer gear body.
  • the outer ring is designed in the form of a U-profile without having an additional stiffening element.
  • the mentioned support structure can be pressed radially in the region of the running surfaces of the outer ring.
  • the outer ring engages with a limb or flange end section in the contour (to a certain extent the "mouth") of the inner ring.
  • This can conversely also be designed such that one limb of the inner ring into the contour of the outer ring
  • the additionally proposed support structure is advantageous.
  • FIG. 1 shows a section through a support arrangement for a planetary differential with angular contact ball bearings in O arrangement according to the prior art
  • Figure 2 shows a section through a support arrangement according to the invention for a planetary differential with angular contact ball bearings in O arrangement according to a first embodiment
  • FIG. 3 shows a section through an inventive support arrangement for a planetary differential with angular contact ball bearings in O arrangement according to a second embodiment
  • FIG. 4 shows a section through a bearing for use in the support arrangement according to the invention in the second embodiment according to FIG. 3,
  • FIG. 5 shows a section through a support structure for use in the support arrangement according to the invention in the second embodiment
  • FIG. 6 shows a section through a support structure for use in the support arrangement according to the invention in the first embodiment according to FIG. 2.
  • Figure 1 shows a support arrangement for a spur gear as an example of a planetary differential according to the prior art in section. Because the spur gear is axially symmetric, only a part above the axis is shown (also in the other figures). From the bottom (the axis of the output of the differential case) upwards you can see the differential sun or first and second (left and right in the figure) sun gears 1A, 1 B, which is supported radially in the flange of the differential case and via a toothing 1A1, 1 B1 rotationally fixed to the respective (not shown) output shafts are connectable.
  • the sun gears 1A, 1B engage in intermeshing planetary gears (in the section only one planetary wheel 2 can be seen, which engages in the sun gear 1A).
  • Each planetary gear 2 is mounted in a planet carrier 3 via a bolt 4.
  • a spur gear 5 of the differential is also firmly connected.
  • Spur gear and planet carrier are compared to the sun gears 1A, 1 B in this prior art by means of two bearings 6 and 7, which are designed here as a single-row ball bearings, axially fixed, but rotatably mounted.
  • the bearings 6 (in the figure on the left) and 7 (in the figure on the right) each consist of an outer bearing shell (an outer ring) 6A and 7A, an inner bearing shell (an inner ring) 6B and 7B (which are collectively referred to as "bearing rings"), A plurality of rolling bodies or rolling elements (in each case only one rolling element, here a ball 6C, 7C) is shown, and a bearing cage 6D or 7D enclosing the rolling elements.
  • the bearings 6 and 7 are, as can be seen from FIG The bearing surfaces lie, as can be seen from the figure 1, approximately at the height of the engagement of the planetary gear 2 in the sun gear 1A (or generally at the level of engagement of the planetary in the sun gears) and at the same time approximately The height of the circumference of the planet carrier 3.
  • the outer rings 6A, 7A and inner rings 6B, 7B of the bearing 6 and 7 are extended inwardly to formable low producible and at the same time safe in Stirnr to be addifferential.
  • FIG. 2 shows a spur gear differential with a bearing arrangement according to the invention. Comparable components are given the same reference numerals as in FIG. 1 and only the differences from the arrangement according to FIG. 1 are explained in more detail here.
  • the outer ring 7A does not act, as in the prior art, only via the rolling bodies 7C serving as rolling elements and the associated rolling elements.
  • solid support planet carrier 3 is supported, but also on the (in this embodiment provided with three stages) support structure 9 is further stiffened.
  • the support structure 9 is supported in this embodiment on one of the sun gears 1 A, 1 B and thereby stiffens the storage of the outer ring 7A.
  • the outer ring 7A is designed to have a shoulder 7E.
  • the paragraph 7E may be designed as a collar, which is provided for example as shown in Figure 2 on the inside of the outer ring 7A.
  • the storage can be further stabilized, including a very lightweight compared to the prior art component is used.
  • the support structure albeit limited - springs, whereby any shocks that are otherwise forwarded by the spur gear only on the rolling elements and bearing shells on the bearing seats and vice versa, by a temporary deformation of the support structure 9 can be somewhat mitigated.
  • the bearing 7 (and analogous to the bearing 6 in the Figure 1 corresponding, not provided with reference numerals bearing on the left side of the figure) is constructed so that the inner bearing shell 7B U-shaped with a distance between the Flanschendabêten 70 and 74 is formed, which significantly exceeds the size of the rolling elements 7 B, that is, the balls shown as rolling elements in Figure 1 to 3.
  • the distance between the flange end portion 70 adjacent to the running surface 72 of the inner race 7B of the rolling bearing 7 and the flange end portion 74 adjacent to the outer race 73 of the rolling bearing 7 is significantly larger than the diameter of the balls 7B inserted as rolling elements.
  • the rolling elements 7B in the bearing cage 7D during assembly can be easily placed on the running surface 73 of the outer bearing shell 7A, which is designed in this embodiment as a tapered ring. In both cases, on the side where the rolling elements 7B do not rest on the running surface 72, 73, there is enough space to use, for example, a tool for holding the rolling elements 7B during assembly.
  • FIG. 3 shows a modified arrangement of bearing and support structure according to another embodiment. As can be seen from Figure 3, the support structure is provided here with only one step. In order to compensate for the same distance in this embodiment between the sun gear 1A, 1 B and the planet carrier 3 as in Figure 2, in this embodiment, the outer bearing ring 7A (and analogously to the left side of the figure not shown here, the outer bearing ring of the bearing.
  • Figure 4 shows an enlarged outbreak of a bearing 7, which is used for the embodiment of Figure 3.
  • the inner bearing ring 7B is designed analogously to the inner bearing ring of Figure 2 and is located with an outwardly facing Flanschendabrough 71 on the housing 8 of the planetary differential.
  • the bearing according to FIG. 4 differs, as explained above with reference to FIG. 3, from the bearing, which can be used in the embodiment according to FIG. 2, by an outer bearing ring 7A with a collar 7E, which is approximately U-shaped in cross-section.
  • the collar 7E could be produced according to the figure 3 with lower accuracy requirements and forming technology, in particular by deep drawing; according to the embodiment, however, as shown by the peripheral edge 79, a removing post-processing is made.
  • a support structure 9 to set the bearing axially.
  • the support structure 9 bears against the collar 7E.
  • the inner bearing ring parallel to the outer bearing ring can be made of the same material.
  • both bearing rings 6A, 6B, 7A, 7B connected to each other by a bridge from a semi-finished strigstanzen and then deep-draw.
  • a ball cage can be used together with balls in one of the bearing shells 6A, 6B, 7A, 7B and the other can be folded around the web thereon.
  • the web between the two bearing shells 6A, 6B, 7A, 7B removed will then the web between the two bearing shells 6A, 6B, 7A, 7B removed.
  • the bearing 6, 7 can be kept in one piece until shortly before installation, so that the assembly is facilitated. 4 that the sheet thickness of the bearing rings 7A, 7B (and analogously also of the rings 6A, 6B) should be large enough in order to be able to cushion the tension of the bearings in an O-arrangement. At the same time, the thickness and strength should be sufficient to prevent deflection of the bearing rings by the rolling elements. According to experience, these requirements can be met if the bearing rings 7A, 7B have a plate thickness which is at least 25% of the diameter of the rolling bodies. Of course, this value may vary depending on the strength of the material of the bearing rings. Too thin bearing rings could cause the tension to become insufficient or the bearing rings to bend under load. On the other hand, if the bearing rings (especially for solid material) are too thick, the bearings become unnecessarily heavy, and manufacturing is also made more difficult by means of forming.
  • FIG. 5 shows in section a support structure 9, as can be used in the planetary differential according to FIG. 3 on the right-hand side, ie below the bearing 7.
  • This support structure can be made relatively simple forming technology from relatively thin sheets.
  • a beveled Ein 1500 Anlagen 9A facilitates the placement or pressing on the sun gear 1 B and may additionally serve to absorb any abrasion or dirt that is pushed when pressed in front of the support structure ago. Therefore, the support structure can be safely pushed so far on the sun gear 1 B until the intended stop surface 9B abuts on its counterpart on the sun gear 1B. Therefore, the support structure 9 on the sun gear 1 B can be accurately positioned in the axial direction.
  • FIG. 6 shows a support structure 9, as can be used in the planetary differential according to the embodiment shown in FIG. 2 on the right side, ie below the bearing 7.
  • This support structure has essentially the same features as the structure shown in FIG. 5 and can be produced from thin sheets relatively simply by forming technology.
  • the beveled insertion aid 9A also facilitates placement on the sun gear 1 B and can absorb any abrasion or dirt. Therefore, the support structure can be safely pushed so far on the sun gear 1 B until the stop surface 9B abuts the sun gear 1B.
  • the support structure 9 according to FIG. 6 (or FIG. 2) is in contrast to a step 9D of the FIGURE 5 two intermediate stages 9D and 9E and thus a total of three stages.
  • rollers, needles or cones can be used instead of balls in the bearings as rolling elements.
  • a helical spur gear differential and of course a planetary differential without a spur gear can be constructed with the illustrated bearing arrangement.
  • a slide bearing could be used on one side, if the problems expected thereby in particular with the breakaway torque and the tilting stiffness in a particular application (for example, in model with comparatively small forces and moments) appear manageable.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Planetendifferential mit einem Antriebsrad (5) und zwei in einem Planetenträger (3) gelagerten Planetenradsätzen, von denen ein Planetenrad (2) des einen Planetenradsatzes in ein erstes Sonnenrad (1A) eingreift und ein Planetenrad des anderen Planetenradsatzes in ein zweites Sonnenrad (1B) eingreift, wobei der Planententräger (3) über zumindest ein Wälzlager (6A, 6B, 6C, 6D, 7A, 7B, 7C, 7D) an einem Gehäuse (8A, 8B) radial drehbar und axial positionsbestimmt ist, wobei das zumindest eine Wälzlager (6A, 6B, 6C, 7A, 7B, 7C) eine erste Lagerschale (6A, 7A) und eine zweite Lagerschale (6B, 7B) umfasst, die je einen Flanschendabschnitt (70, 74) benachbart zu den Laufflächen (72, 73) aufweisen, wobei die erste Lagerschale (7A) in die zweite Lagerschale (7B) eingreift.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Stützanordnung für ein Leichtbauplanetendifferential Beschreibung
Gebiet der Erfindung Die vorliegende Erfindung befasst sich mit einem Planetendifferentialgetriebe, insbesondere einem Stirnraddifferential, und noch genauer mit einer neuartigen Stützanordnung für ein Lager eines derartigen Getriebes. Insbesondere betrifft die Erfindung ein Planetendifferential mit einem Antriebsrad und zwei in einem Planetenträger gelagerten Planetenradsätzen, von denen ein Planeten- rad des einen Planetenradsatzes in ein erstes Sonnenrad eingreift und ein Planetenrad des anderen Planetenradsatzes in ein zweites Sonnenrad eingreift, wobei der Planetenträger über zumindest ein Wälzlager an einem Gehäuse radial drehbar und axial positionsbestimmt ist, wobei das zumindest eine Wälzlager eine erste Lagerschale und eine zweite Lagerschale umfasst, die je einen Flanschendabschnitt benachbart zu Laufflächen von Wälzelementen des Wälzlagers aufweisen.
Nachdem als Differentialgetriebe insbesondere für hohe Kräfte und Momente, wie sie beispielsweise bei Kraftfahrzeugen auftreten, seit rund hundert Jahren Kegelraddifferentialgetriebe verwendet wurden, wurde 2002 von der FZG München ein - an sich ebenso lange bekanntes - Planetendifferential als Stirnraddifferential so weiterentwickelt, dass es bei gleicher Leistung kompakter und leichter war. Dieses Planetendifferentialgetriebe wurde in den folgenden Jahren weiter verbessert.
Bei derartigen Planetendifferentialen treibt eine Abtriebswelle eines Motors ein Stirn- oder Tellerrad als Antriebsrad an, das zusammen mit einem daran befestigten Planetenträger um die gemeinsame Achse des Planetendifferentials (die gemeinsame Achse von Gehäuse, beispielsweise Stirnrad, Planetenträger und Abtriebswellen des Differentials) drehbar ist. Das über das Stirnrad eingeleitete Drehmoment wird an den Planetenträger abgegeben. Der Planetenträger trägt mindestens zwei über einen Teil ihrer Verzahnungsbreite ineinandergreifende Planetenräder, von denen jedes zudem in eines aus zwei Sonnenrädern des Differentials eingreift. Üblicherweise wird das Drehmoment über mehrere Pla- netenradpaare übertragen, die gleichmäßig über den Umfang verteilt sind. Die beiden Sonnenräder sind mit den Abtriebswellen des Planetendifferentials verbunden.
Beispielsweise zeigt die WO 2008/1 10425 A2 ein Planetenraddifferential, das besonders kompakt ausgebildet ist, dessen Bauteile sich einfach herstellen lassen und das sich einfach montieren lässt. Auch die DE 10 2007 040 478 A1 offenbart ein derartiges Planetendifferential, wobei diese Druckschrift größeren Wert auf Leichtbau bei hoher Drehmomentkapazität legt.
Die DE10201 1087581 A1 kann ebenfalls beispielhaft herangezogen werden, um die Funktionsweise von Planetendifferentialgetrieben wie Stirn raddifferenti- algetrieben zu erläutern. Die geometrischen und funktionalen Besonderheiten der besagten drei Druckschriften sollen als hier integriert gelten.
Der Vorteil derartiger Planetendifferentiale ist eine deutliche Verringerung der Baulänge. Insbesondere bei Fronttrieblern, also Fahrzeugen mit angetriebenen Vorderrädern, kann ein Planetendifferential gegenüber einem Kegel raddifferen- tial beachtliche Baulängeneinsparungen von bis zu 75% erzielen. Das bedeutet, dass das Planetendifferential mit einem Viertel der Länge des Kegelraddifferentials auskommt. Dadurch verbleibt mehr Raum für andere Bauteile wie Motor, Getriebe und Kupplungsgehäuse, insbesondere wenn der Motor, wie aus Platzgründen üblich, quer eingebaut ist.
Obwohl Planetendifferentiale bereits große Einsparungen hinsichtlich Bauraum und Gewicht gebracht haben, wird ihre Entwicklung noch nicht so lange und intensiv wie die Entwicklung von Kegelraddifferentialen betrieben. Daher ist zu erwarten, dass es noch Raum für weitere Verbesserungen der Planetendifferentiale gibt.
Im vorliegenden Fall haben sich die Erfinder die Aufgabe gestellt, ein an sich bekanntes Planetendifferential, insbesondere in Form eines Stirnraddifferen- tials, zu verbessern, seine Nachteile zu beseitigen und es insbesondere leichter und kostengünstiger zu bauen, als es nach dem vorstehend genannten Stand der Technik möglich war. Diese Aufgabe und weitere für Fachleute aus der vorliegenden Offenbarung ersichtliche Aufgaben werden durch ein Planetendifferential nach Anspruch 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen sind Gegenstand der Unteransprüche.
Offenbarung der Erfindung
Die genante Aufgabe wird bei einer gattungsgemäßen Vorrichtung erfindungsgemäß dadurch gelöst, dass die erste Lagerschale in die zweite Lagerschale eingreift. Ein erfindungsgemäßes Planetendifferential weist ein Antriebsrad und zwei in einem Planetenträger gelagerte Planetenradsätze auf. Ein Planetenrad des einen Planetenradsatzes greift in ein erstes Sonnenrad ein, und ein Planetenrad des anderen Planetenradsatzes greift in ein zweites Sonnenrad ein. Der Planetenträger ist über zumindest ein Wälzlager, üblicherweise über zwei oder mehr Wälzlager an einem Gehäuse (8A, 8B) radial drehbar und axial positionsbestimmt. Das zumindest eine Wälzlager umfasst eine erste Lagerschale und eine zweite Lagerschale, die je einen Flanschendabschnitt benachbart zu den Laufflächen aufweisen. Das erfindungsgemäße Differential ist dadurch gekennzeichnet, dass die erste Lagerschale in die zweite Lagerschale eingreift. Durch das Eingreifen der ersten in die zweite Lagerschale oder umgekehrt das Umgreifen der ersten Lagerschale durch die zweite wird ein Lager aufgebaut, das trotz zweier vergleich- sweise ausladender Lagerschalen einen relativ kleinen Lagerspalt auf der Seite, beispielsweise der Außenseite des Planetendifferentials, erzeugen kann, auf der die erste Lagerschale in die zweite Schale eingreift. Durch den kleinen Spalt kann Schmutz schlechter in das Lager eindringen und zu Verschleiß füh- ren. Andererseits umfassen beide Lagerschalen je für sich einen vergleichsweise großen Raum. Dies hat den Vorteil, dass beim Einlegen von Wälzkörpern wie Kugeln in den Lagerkäfig keine großen Genauigkeiten einzuhalten sind. Daher können die Wälzkörper bei der Montage sehr einfach in einer Lagerschale aufgenommen werden und mit der anderen Schale abgedeckt wer- den. Dies führt zu einer verbesserten Montagefreundlichkeit.
Mit anderen Worten überlappen sich erfindungsgemäß die Flanschendabschnitte der Lagerschalen. Wenn die Lagerschalen parallel ausgerichtet sind, können sich die Flanschendabschnitte zweier Lagerschalen überlappen. In diesem Fall kann beispielsweise eine Lagerschale einen Flanschendabschnitt einer zweiten Lagerschale umgreifen. Dadurch erhält der Konstrukteur weitere Freiheiten beim Ausführen einer erfindungsgemäßen Konstruktion. Beispielsweise kann der Außenring mit wenigstens einem Schenkel in das Maul des Innenrings eingreifen.
Nach einer bevorzugten Ausführungsform weisen beide Flanschendabschnitte der ersten Lagerschale in eine axiale Richtung. Weisen beide Flanschendabschnitte der ersten Lagerschale in dieselbe axiale Richtung, kann diese Lagerschale durch einen Umformvorgang (z.B. Tiefziehen eines geeigneten Blech- halbzeugs) mit einem vergleichsweise geringeren Hub und dadurch kürzerer Taktzeit gefertigt werden. Dadurch kann die Lagerschale kostengünstiger hergestellt werden.
Eine andere vorteilhafte Ausführungsform ist dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Lagerschale Flanschendabschnitte aufweist, die parallel zueinander ausgerichtet sind. Alternativ ist jedoch weiterhin möglich, dass die Flanschendabschnitte der zweiten Lagerschale in einander entgegengesetzte axiale Richtungen weisen. Eine damit verwandte weitere Ausführungsform ist dadurch gekennzeichnet, dass die Flanschendabschnitte der zweiten Lagerschale in dieselbe axiale Richtung weisen. Selbstverständlich sind die Vorteile, die sich für eine erste Lagerschale wie vorstehend beschrieben ergeben, sowohl bezüglich Ausrichtung der Flanschendabschnitte als auch für die zweite Lager- schale gültig, d.h. in diesem Fall kann diese zweite Lagerschale ebenfalls kostengünstig hergestellt werden. Weisen zudem die Flanschendabschnitte der zweiten Lagerschale in dieselbe axiale Richtung, ergeben sich die vorstehend mit Bezug auf die erste Lagerschale beschriebenen Vorteile auch für die zweite Lagerschale. Werden beide Lagerschalen derart hergestellt, können daher die Massenfertigungskosten weiter minimiert werden.
Nach einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform weist wenigstens ein Lagerring wenigstens eines der Wälzlager einen U- oder C-förmigen Querschnitt auf. Ein solcher Querschnitt ist einfach umformtechnisch in Massenfertigung her- zustellen. Gleichzeitig umschließt ein Lagerring in „LT- oder „C"-Form die Wälzkörper und deren Käfig besonders eng, so dass im Regelfall eine sehr kompakte Lagerform entsteht, die wiederum zu einer Verringerung der Baugröße des Endprodukts beiträgt. Eine noch andere vorteilhafte Ausführungsform ist dadurch gekennzeichnet, dass der Sitz des Innenrings im Gehäuse im Durchmesser größer als der Sitz des Planetenträgers auf dem Außenring und größer als der Teilkreis der Wälzkörper ist. In einer derartigen Ausführungsform ist der Innenring des Lagers radial außerhalb des Teilkreises der Wälzkörper abgestützt, und der Außenring ist radial innerhalb des Teilkreises der Wälzkörper abgestützt. Auf diese Weise kann das Lager kleiner, kompakter und billiger hergestellt werden. Gleichzeitig kann auch Material um das Lager herum gespart werden, da der Lagersitz des Außenrings nahezu auf dem gleichen Durchmesser wie die Laufbahn des Innenrings liegt. In anderen Worten ist der Lagersitz eines Innenrings jedes Wälzlagers maximal um den Durchmesser eines Wälzkörpers weiter außen als der Lagersitz des Außenrings des Wälzlagers angeordnet, und/oder der Lagersitz des Außenrings jedes Wälzlagers maximal um den Durchmesser eines Wälzkörpers weiter innen als der Lagersitz des Innenrings des Wälzlagers angeordnet. Auf diese Weise können die Lager so angeordnet werden, dass sie in radialer Richtung extrem kompakt bauen. Dazu umgreift der Innenring die Wälzkörper teilweise auch außen und/oder der Außenring umgreift die Wälzkörper auch innen. Somit ergibt sich eine radial extrem kompakte Bauweise des Planetendifferentials. Im bekannten Stand der Technik wie in Fig. 1 gezeigt wird dagegen sowohl der Innenring als auch der Außenring des Lagers radial innerhalb des Teilkreises der Wälzkörper abgestützt. Dazu werden speziell geformte Innen- und Außenringe umformtechnisch hergestellt und das Lager wie in Fig. 1 gezeigt aufgebaut.
Das Planetendifferential ist in einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform dadurch gekennzeichnet, dass es als Stirnraddifferential ausgebildet ist. Stirnraddifferentiale werden auf Grund ihrer geringen Baulänge und großen Mo- mentenübertragungsfähigkeiten insbesondere bei frontgetriebenen Kraftfahr- zeugen eingesetzt.
In einer noch anderen bevorzugten Ausführungsform ist das Planetendifferential dadurch gekennzeichnet, dass der Lagersitz mindestens einer der Lagerschalen durch eine federnde Stützstruktur versteift ist. Die federnde Stützstruk- tur versteift den Lagersitz einer der Lagerschalen, in der Regel des Außenrings. Durch die federnde Versteifung ist es möglich, mit einem leichten und kostengünstigen Bauteil einen sicheren Sitz zu erzielen. Vorzugsweise ist die federnde Stützstruktur topfförmig ausgestaltet. Eine topfförmige Struktur ist vergleichsweise stabil und kann somit eine hohe Federkraft bei geringem Ei- gengewicht aufbringen. Zudem kann vorgesehen werden, dass die Stützstruktur mit einem Passsitz am Sonnenrad zusammenwirkt. Um einen solchen Passsitz zu erhalten, können Stützstruktur und Sonnenrad spanend bearbeitet werden. Zum Beispiel kann der innere Durchmesser des U-Profils der Stützstruktur spanend bearbeitet werden, um die topfförmige Führungsstruktur aufzuneh- men, die das auch als die Differentialsonne bezeichnete Sonnenrad sowohl axial als auch radial führt. Auf diese Weise kann ein fester Sitz und eine genaue Ausrichtung der Stützstruktur auf dem Sonnenrad erzielt werden. Dadurch kann die Stützstruktur auf dem Sonnenrad ohne weitere das Gewicht erhöhende Bauteile den Lagersitz versteifen. Zudem muss der Passsitz nicht durchgehend spanend bearbeitet sein. Wird ein Absatz belassen, der in eine entsprechende Aussparung des Sonnenrads eingreift, kann dieser die Stützstruktur axial sichern. Selbstverständlich können auch ein Absatz am Sonnen- rad und eine Aussparung in der Stützstruktur zum selben Ergebnis führen.
Weiter vorzugsweise weist die Stützstruktur mehrere Stufen auf. Beispielsweise kann der vorstehend erwähnte„Topf" treppenförmig ausgebildet sein. Eine solche Form kann zum einen zum Anpassen an unterschiedliche Durchmesser, beispielsweise bei Baugruppen, genutzt werden und zum anderen eine noch höhere Stabilität gewährleisten. Besonders bevorzugt ist die Stützstruktur drei- bis sechsstufig, jedoch kann die Stufenanzahl je nach zu überbrückendem Bauraum variieren. Die Festigkeit der Versteifung hängt im Wesentlichen von der Länge und Höhe der„Stufen" ab.
Die hier beschriebenen Lagerungen können besonders erfolgreich in Planetendifferentialen eingesetzt werden, in denen zwei Wälzlager in O-Anordnung gegeneinander verspannt sind. Die bereits angesprochene Verringerung der Baulänge gegenüber herkömmlichen Kegelraddifferentialen bedingt auch eine Verringerung des Stützlagerabstands von Planetendifferentialen im Vergleich zum Kegelraddifferential. Das könnte mit herkömmlicher schwimmender oder Fest-Loslagerung dazu führen, dass Schwingungen und Kräfte, die beispielsweise von Rädern über die Differentialabtriebswellen oder über die Antriebswelle in das Planetendifferential eingeleitet werden, zu Kippmomenten führen, die das Planetendifferential langfristig beschädigen. Mit herkömmlicher schwimmender oder Fest-Loslagerung ohne geeignete andere Gegenmaßnahmen bedingt dies, dass das Differential, insbesondere seine Lagerung, stabiler und damit in der Regel teurer und schwerer werden muss. Um derartige Kippmomente aufzunehmen, wird daher bei einem erfindungsgemäßen Planetendifferential der Planetenträger im Regelfall mit einer angestellten Stützlagerung gegen das Außenrad (Stirn- oder Tellerrad) in einer sogenannten O-Anordnung gelagert. Dies bedeutet, dass je ein Wälzlager auf jeder Seite des Planetendifferentials so angeordnet ist, dass die beiden Lager axial gegeneinander verspannbar sind. Im verspannten Zustand wird ständig auf beide Lager eine axiale Vorspannkraft ausgeübt, die bewirkt, dass sich die Wälzelemente, z.B. Lagerkugeln, Kegel oder Rollen, auf einer gegenüber der Differentialachse schräg geneigten Fläche statt auf einer dazu senkrechten Fläche bewegen. Gleichzeitig sind die Lager radial festgelegt, d.h. auch die Innenlagerschale und die Außenlagerschale erfahren beispielsweise durch Einpressen oder Einklemmen eine Kraft in radialer Richtung. Noch genauer werden die Außenlagerringe axial voneinander weg und die Innenlagerringe axial aufeinander zu gedrückt, so dass die Laufflächen der Wälzelemente auf den Außenlagerringen in axialer Richtung näher zusammen als die Laufflächen auf dem Innenlagerringen liegen. Im Ergebnis wird eine resultierende Kraft auf die Lager ausgeübt, die schräg zu einer Lagerachse verläuft. Diese Kraft wird durch die erfindungsgemäße Leichtbaustützstruktur aufgenommen.
Dabei liegen die Laufflächen der Wälzelemente in jedem einzelnen Lager so, dass Senkrechte durch die Laufflächen und die Wälzelemente, die entlang der Richtung der vorstehend erläuterten resultierenden Kraft verlaufen, außerhalb der Lager auf der Mittelachse des Differentials (die der Lagerachse entspricht) aufeinandertreffen. Verbindet man diese Senkrechten durch zwei Lager miteinander so, dass sie sich auch (üblicherweise, nämlich bei gleich großen Lagerdurchmessern, in der Mitte) zwischen den Lagern schneiden, so ergibt sich eine Raute als das für diese Anordnung namensgebende„O". Eine derartige O-Lagerung kann ein größeres Kippmoment aufnehmen als eine Fest- Loslagerung mit gleichem Lagerabstand, da der Abstand der Druckmittelpunkte bzw. Schnittpunkte der genannten Senkrechten auf der Mittelachse des Differentials größer ist als beispielsweise bei einer Fest-Los-Lagerung oder einer schwimmenden Lagerung, bei denen die Laufflächen senkrecht aufeinander und somit die Druckmittelpunkte im Zentrum der Lauffläche liegen. Durch die Aufnahme des größeren Kippmoments wird einer Verformung der gelagerten Elemente durch von außen angreifende Kräfte besser entgegengewirkt. Gleichzeitig wird auch ein leiserer Lauf erzielt und die Lagerlebensdauer erhöht, da ein„Ausschlagen" der Laufflächen auf Grund der Vorspannkraft, prak- tisch nicht möglich ist.
Weiter bevorzugt ist die Lagerbreite mindestens gleich groß wie oder größer als der Unterschied zwischen Innen- und Außendurchmesser der Lager. Somit ist der Lagerabstand im Regelfall größer als der Unterschied zwischen Innen- und Außendurchmesser der Lager, was zu einer effektiven Erhöhung des Kippmoments im Vergleich zu einer herkömmlichen Fest-Loslagerung oder schwimmenden Lagerung führt. Es hat sich als günstig herausgestellt, wenn die Innen- und Außenringe der Lagerung spanlos hergestellt werden. Spanlose, insbesondere umformtechnische Herstellverfahren sind vor allem in der Massenfertigung kostengünstig, da der Werkstoff effizient ausgenutzt wird, weniger Abfälle als bei spanenden Verfahren entstehen und auch die Werkzeugkosten pro Teil günstiger sind. Insbe- sondere werden die Rohlinge der Innen- und/oder Außenringe des Wälzlagers bevorzugt durch Kaltumformen eines Blechteils hergestellt. Weiter vorzugsweise weisen beide Rohlinge für die Innen- und Außenringe dieselbe Blechstärke auf und können außerdem aus demselben Material hergestellt sein. Kaltumformen von Blechteilen ist ein äußerst kostengünstiges Massenfertigungsver- fahren, das zu einer Verfestigung der Fertigteile führt. Somit ergeben sich bei kaltumgeformten Lagerringen bei geringen Kosten hohe Festigkeiten, was die Belastbarkeit des Lagers erhöht. Wenn beide Rohlinge dieselbe Blechstärke aufweisen, können sie zweckmäßig in einem Umformvorgang gemeinsam hergestellt werden. Falls zudem dasselbe Material verwendet wird, ist es weiterhin möglich, beim Formen von Innen- und Außenring beide Ringe gemeinsam zu formen und beispielsweise durch einen Steg zu verbinden, der bei bzw. kurz vor der Endmontage entfernt wird. Auf diese Weise kann die Montage vereinfacht werden, da vor/bei der Montage weniger Einzelteile vorhanden sind. Werden andererseits unterschiedliche Materialien für Innen- und Außenring verwendet, könnte beispielsweise ein Lager so hergestellt werden, dass ein einfach zu tauschendes Bauteil schneller nachgibt und verschleißt und dadurch das schwieriger zu montierende Teil schützt. Vorzugsweise sind die Wälzkörper bzw. Walzelemente kugelförmig. Zwar ist der erfindungsgemäße Aufbau auch mit Rollen, Zylindern, Kegeln, Tonnen, Nadeln oder anderen Wälzkörpern herstellbar, Kugellager sind jedoch als Massenartikel eine sehr kostengünstige Lösung. Zudem werden vorzugsweise einreihige Lager verwendet. Insbesondere bei Differentialen für herkömmliche Antriebsleistungen, wie sie vor allem bei frontangetriebenen Personenkraftwagen vorkommen, sind mehrreihige Lager oder Lager mit anderen Wälzkörpern, die höhere Belastungen aufnehmen können, nicht notwendig. Somit kann kostengünstig konstruiert werden.
Es hat sich als vorteilhaft erwiesen, wenn die Lagerringe seitlich über dem Bauraum der Wälzkörper hinaustretende Teile eines Lagerkäfigs radial umschließen. Dies ist bei der vorliegenden Erfindung besonders einfach möglich, weil die einzelnen Lagerschalen vergleichsweise große Räume umschließen. Im Allgemeinen sind Wälzkörper in einem Wälzlager in einem Lagerkäfig aufgenommen. Dieser Lagerkäfig verhindert, dass die Wälzkörper aneinanderstoßen und hält sie voneinander in einem gleichmäßigen Abstand, so dass sich die Lagerlast gleichmäßig auf die Wälzkörper verteilt. Dies trägt zu einer erhöhten Lagerlebensdauer bei. Wenn der Lagerkäfig, der in der Regel schwä- eher als die Lagerringe ausgelegt ist, von den Lagerringen umgriffen ist, ist es schwierig bis unmöglich, den Lagerkäfig durch Einwirkung von außen zu zerstören. Somit wird durch diesen Aufbau die Lebensdauer der Wälzlager und somit des Differentials erhöht. Weiter vorzugsweise beträgt die Blechstärke eines Blechteils, aus dem mindestens eine der Lagerschalen, üblicherweise beide Schalen, hergestellt wird, minimal 25% des Wälzkörperdurchmessers. Bei einer ausreichend dicken Lagerschale weist diese genügend Eigenstabilität auf, um selbst dann die Lagerkräfte aufzunehmen, wenn sie nicht direkt an einem weiteren Bauteil abgestützt ist. Wenn beispielsweise aus Platzgründen mindestens eine Lagerlauffläche der Lagerschale nicht abgestützt ist, sondern als freie Fläche vorgesehen ist, muss das Lager selbst die von den Wälzkörpern ausgeübten Druckkräfte elastisch aufnehmen. Dazu benötigt das Blechteil, aus dem das Lager gefertigt wird, eine ausreichende Festigkeit. Diese Festigkeit kann umformtechnisch nach Erfahrungswerten mit einem Blechteil erreicht werden, dessen Stärke ungefähr 25% des Wälzkörperdurchmessers beträgt. Außerdem wird bevorzugt, dass sich der Lagerinnenring als eine der Lagerschalen durch seine Seitenwandung oder durch einen zusätzlichen Flansch am Außendurchmesser gegenüber dem äußeren Getriebegehäuse abstützt. Auf diese Weise ist der Lagerinnenring so festgelegt, dass bei der Montage das feste Gehäuse einen definierten Sitz des Innenrings bietet, und die Lagervor- Spannung über die auf die Außenringe wirkende Verspannung aufbringbar ist. Dies erleichtert die Montage noch weiter, da auf die Außenringe im montierten Zustand einfacher eine justierbare zusammendrückende Kraft aufgebracht werden kann als eine justierbare auseinanderdrückende Kraft auf die Innenringe. Praktisch können dadurch die Innenringe an einen festen Anschlag ange- legt werden, während die Außenringe mit einer (hier nicht weiter erörterten) Vorspannvorrichtung beaufschlagt werden.
Die Erfinder haben weiterhin als günstig erkannt, die erwähnte Stützstruktur so auszulegen, dass mindestens eine Differentialsonne bzw. ein Sonnenrad so- wohl axial als auch radial in einer Topfstruktur abgestützt ist. Wenn die erfindungsgemäße Leichtbaustützstruktur die Differentialsonne sowohl radial als auch axial in der Topfstruktur abstützt, müssen weitere Lager der Differentialsonne weniger Kräfte aufnehmen. Somit kann mit einer leichten Stützstruktur ein größerer Effekt hinsichtlich Leichtbaus erzielt werden, weil auch die von den Differentialsonnen fernen Lager der Abtriebswellen geringere Kräfte aufnehmen müssen und folglich leichter sein können.
Vorzugsweise ist die erwähnte Stützstruktur kaltumformtechnisch aus Blech mit einer Stärke von maximal 1 , 5 mm gefertigt. Kaltumformen ist ein gut be- herrschbares Massenfertigungsverfahren. Die vorgeschlagene geringe Blechstärke für die Stützstruktur trägt nach den Ergebnissen der Erfinder dazu bei, bei geringem Gewicht und noch guten Stützeigenschaften ausreichend Festigkeit bereitzustellen und gleichzeitig eine bei der Montage wünschenswerte Elastizität zu gewährleisten. Auch die Lagerringe können aus einem (dickeren) Blech kaltumformtechnisch hergestellt werden, wobei die beiden Lagerringe weiter vorzugsweise die gleiche Blechstärke aufweisen und/oder aus demselben Material hergestellt sind.
Die Blechstärke der Lagerringe bzw. Lagerschalen beträgt nach Erfahrungen der Erfinder vorzugsweise minimal 25% des Wälzkörperdurchmessers. Um dem Druck der Wälzkörper nicht nachzugeben, muss das Lager selbst die von den Wälzkörpern ausgeübten Druckkräfte aufnehmen. Dazu benötigt das Blechteil, aus dem das Lager gefertigt wird, eine ausreichende Festigkeit. Diese Festigkeit kann umformtechnisch nach Erfahrungswerten mit einem Blechteil erreicht werden, dessen Stärke minimal 25% des Wälzkörperdurchmessers beträgt. Außerdem weist die Stützstruktur eine deutlich geringere Blechstärke als das Material des Differentialgehäuses und der Lagerringe auf. Genauer gesagt beträgt die Materialstärke der Stützstruktur erfahrungsgemäß maximal 30% der Stärke der genannten Bleche.
Außerdem wurde als vorteilhaft erkannt, dass sich der Lagerinnenring durch seine Seitenwandung oder einen zusätzlichen Flansch am Außendurchmesser gegenüber dem äußeren Getriebekörper abstützt.
Es ist weiterhin von Vorteil, wenn der Außenring in Form eines U-Profils ausgeführt ist, ohne ein zusätzliches Versteifungselement aufzuweisen. Die erwähnte Stützstruktur kann radial im Bereich der Laufflächen des Außenrings eingepresst sein.
Mit anderen Worten ist für die Erfindung wesentlich, dass der Außenring mit einem Schenkel bzw. Flanschendabschnitt in die Kontur (gewissermaßen das „Maul") des Innenrings eingreift. Dies kann auch umgekehrt so gestaltet sein, dass ein Schenkel des Innenrings in die Kontur des Außenrings eingreift. Dadurch kann mit großen und daher für die Aufnahme der Wälzkörper bei der Montage besser geeigneten Konturen der Außen- und Innenringe die Montage vereinfacht werden. Besonders bei einem trompetenhalsförmigen Gehäuse ist die zusätzlich vorgeschlagene Stützstruktur von Vorteil.
Nachfolgend wird die Erfindung anhand beispielhafter Ausführungsformen un- ter Bezugnahme auf die beigefügten Figuren näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 einen Schnitt durch eine Stützanordnung für ein Planetendifferential mit Schrägkugellagern in O-Anordnung nach dem Stand der Technik, Figur 2 einen Schnitt durch eine erfindungsgemäße Stützanordnung für ein Planetendifferential mit Schrägkugellagern in O-Anordnung nach einer ersten Ausführungsform,
Figur 3 einen Schnitt durch eine erfindungsgemäße Stützanordnung für ein Planetendifferential mit Schrägkugellagern in O-Anordnung nach einer zweiten Ausführungsform,
Figur 4 einen Schnitt durch ein Lager zur Verwendung in der erfindungsgemäßen Stützanordnung in der zweiten Ausführungsform gemäß Figur 3,
Figur 5 einen Schnitt durch eine Stützstruktur zur Verwendung in der erfindungsgemäßen Stützanordnung in der zweiten Ausführungsform, und
Figur 6 einen Schnitt durch eine Stützstruktur zur Verwendung in der erfin- dungsgemäßen Stützanordnung in der ersten Ausführungsform gemäß Figur 2.
Figur 1 zeigt eine Stützanordnung für ein Stirnraddifferential als Beispiel eines Planetendifferentials nach dem Stand der Technik im Schnitt. Weil das Stirnraddifferential axialsymmetrisch ist, wird (auch bei den weiteren Figuren) ledig- lieh ein Teil oberhalb der Achse gezeigt. Von unten (der Achse des Abtriebs des Differentialgehäuses) nach oben erkennt man die Differentialsonnen bzw. erste und zweite (in der Figur linke und rechte) Sonnenräder 1A, 1 B, die radial im Flansch des Differentialgehäuses abgestützt und über eine Verzahnung 1A1 , 1 B1 drehfest mit den jeweiligen (nicht gezeigten) Abtriebswellen verbindbar sind.
Die Sonnenräder 1A, 1 B greifen in ineinandergreifende Planetenräder (im Schnitt ist nur ein Planetenrad 2 zu erkennen, das in das Sonnenrad 1A eingreift) ein. Jedes Planetenrad 2 ist in einem Planetenträger 3 über einen Bolzen 4 gelagert. Mit dem Planetenträger 3 ist zudem ein Stirnrad 5 des Differentials fest verbunden. Stirnrad und Planetenträger sind gegenüber den Sonnenrädern 1A, 1 B in diesem Stand der Technik mittels zweier Lager 6 und 7, die hier als einreihige Kugellager ausgeführt sind, axial fest, aber drehbar gelagert. Die Lager 6 (in der Figur links) und 7 (in der Figur rechts) bestehen aus je einer Außenlagerschale (einem Außenring) 6A und 7A, einer Innenlagerschale (einem Innenring) 6B und 7B (die gemeinsam als„Lagerringe" bezeichnet werden), mehreren Wälzkörpern bzw. Wälzelementen (jeweils nur ein Wälzkörper, hier eine Kugel 6C, 7C, ist gezeigt) und einem die Wälzkörper umschließenden Lagerkäfig 6D bzw. 7D. Die Lager 6 und 7 sind, wie aus der Figur 1 zu erkennen, im Wesentlichen zueinander spiegelsymmetrisch aufgebaut. Die Lagerflächen liegen dabei, wie aus der Figur 1 zu erkennen ist, ungefähr auf der Höhe des Eingriffs des Planetenrads 2 in das Sonnenrad 1A (bzw. allgemein auf der Höhe des Eingriffs der Planeten- in die Sonnenräder) und gleichzeitig ungefähr auf der Höhe des Umfangs des Planetenträgers 3. Zudem sind die Außenringe 6A, 7A und Innenringe 6B, 7B der Lager 6 und 7 nach innen verlängert, um umformtechnisch günstig herstellbar und gleichzeitig sicher im Stirnraddifferential aufnehmbar zu sein.
Figur 2 zeigt ein Stirnraddifferential mit einer erfindungsgemäßen Lageranordnung. Vergleichbaren Bauteilen werden gleiche Bezugszeichen wie in Figur 1 zugeteilt und hier werden nur die Unterschiede zu der Anordnung nach Figur 1 näher erläutert.
Bei dieser Ausführungsform fällt im Vergleich zum in Figur 1 gezeigten Stand der Technik zunächst auf, dass der Außenring 7A nicht wie im Stand der Technik nur über die als Wälzelemente dienenden Wälzkörper 7C und den ver- gleichsweise massiven Planetenträger 3 abgestützt ist, sondern zusätzlich über die (in dieser Ausführungsform mit drei Stufen versehene) Stützstruktur 9 weiter versteift wird. Im Einzelnen stützt sich die Stützstruktur 9 in dieser Ausführungsform auf einem der Sonnenräder 1 A, 1 B ab und versteift dadurch die Lagerung des Außenrings 7A. Außerdem ist der Außenring 7A so gestaltet, dass er einen Absatz 7E aufweist. Der Absatz 7E kann als Bund gestaltet sein, der beispielsweise wie in der Figur 2 gezeigt auf der Innenseite des Außenrings 7A vorgesehen ist. Es ist möglich, diesen Absatz 7E spanabhebend, spanlos abtragend oder auch umformtechnisch zu fertigen. Gegen diesen Ab- satz 7A stößt die Stützstruktur 9 mit ihrem äußeren Flanschendabschnitt an und legt dadurch das Lager 7 in Axialrichtung federnd vorgespannt gegen den Flansch des Differentialgehäuses 8 fest.
Auf diese Weise kann die Lagerung weiter stabilisiert werden, wozu ein im Vergleich zum bisherigen Stand der Technik sehr leichtes Bauteil eingesetzt wird. Darüber hinaus kann die Stützstruktur - wenn auch begrenzt - federn, wodurch etwaige Stöße, die ansonsten vom Stirnrad nur über die Wälzkörper und Lagerschalen auf die Lagersitze und umgekehrt weitergeleitet werden, durch eine temporäre Verformung der Stützstruktur 9 etwas abgemildert wer- den können.
Für die vorliegende Erfindung wesentlich ist jedoch die neuartige Anordnung der Lagerringe bzw. Lagerschalen 6A, 6B und 7A, 7B. Wie aus Figur 2 deutlich wird, ist das Lager 7 (und analog das dem Lager 6 in der Figur 1 entsprechen- de, hier nicht mit Bezugszeichen versehene Lager auf der linken Seite der Figur) so aufgebaut, dass die Innenlagerschale 7B U-förmig mit einem Abstand zwischen den Flanschendabschnitten 70 und 74 geformt ist, der die Größe der Wälzelemente 7B, also der in Figur 1 bis 3 als Wälzelemente gezeigten Kugeln, deutlich übersteigt. Genauer gesagt ist der Abstand zwischen dem Flanschendabschnitt 70 benachbart zur Lauffläche 72 der Innenlagerschale 7B des Wälzlagers 7 und dem Flanschendabschnitt 74 benachbart zur Außenlauffläche 73 des Wälzlagers 7 deutlich größer als der Durchmesser der als Wälzelemente eingesetzten Kugeln 7B. Dadurch können die Wälzelemente 7B im Lagerkäfig 7D bei der Montage vergleichsweise einfach in die Lauffläche 72 der Innenlagerschale eingelegt werden. Alternativ können die Wälzelemente 7B im Lagerkäfig 7D bei der Montage einfach auf die Lauffläche 73 der Außen- lagerschale 7A gelegt werden, die in dieser Ausführungsform als zulaufender Ring gestaltet ist. In beiden Fällen gibt es auf der Seite, auf der die Wälzelemente 7B nicht auf der Lauffläche 72, 73 anliegen, ausreichend Platz, um beispielsweise ein Werkzeug zum Halten der Wälzelemente 7B bei der Montage einzusetzen.
Wird das Lager 7 (und analog das auf der linken Seite der Figur liegende Lager 6) nach dem Einlegen des Lagerkäfigs 7D und der Wälzelemente 7C zusammengefügt, so greift, wie aus der Figur 2 (und analog aus der Figur 3) ersichtlich ist, der Außenlagerring 7A in das durch die U-Form gebildete„Maul" des Innenlagerrings 7B. Dieses Eingreifen führt dazu, dass der große Freiraum, der für die Montage günstig ist, im Betrieb weitgehend abgedeckt ist, so dass kaum Schmutz in das Lager eindringen kann. Daher ist das Lager trotz der vereinfachten Montage schmutzresistent. Zudem ist der Lagerkäfig 7D in dieser Ausführungsform vollständig vom Außenlagerring 7A und dem Innenla- gerring 7B umschlossen. Daher kann der vergleichsweise weiche und empfindliche Lagerkäfig nicht durch extern auf das Lager wirkende Kräfte zerstört werden. Obwohl darauf nicht im Einzelnen eingegangen wurde, gelten die hier mit Bezug auf das Lager 7 beschriebenen Vorteile und Merkmale auf Grund des symmetrischen Aufbaus des Differentials auch für das Lager 6. Figur 3 zeigt eine abgewandelte Anordnung von Lager und Stützstruktur nach einer weiteren Ausführungsform. Wie aus Figur 3 zu erkennen ist, wird hier die Stützstruktur mit nur einer Treppenstufe versehen. Um den in dieser Ausführungsform gleichen Abstand zwischen dem Sonnenrad 1A, 1 B und dem Planetenträger 3 wie in der Figur 2 auszugleichen, ist in dieser Ausführungsform der Außenlagerring 7A (und analog auf der hier nicht weiter bezeichneten linken Seite der Figur der Außenlagerring des Lagers 6) ebenso wie der mit Bezug auf Figur 2 bereits beschriebene Innenlagerring ungefähr C- oder U-förmig ausgebildet. Auf diese Weise kann der Innenlagerring ähnliche Vorteile wie der vorstehend mit Bezug auf Figur 2 bereits erläuterte Außenlagerring bieten. Zudem kann das bereits angesprochene Umschließen des Lagerkäfigs 7D durch die Außen- und Innenringe 7A, 7B erfolgen. Schließlich ist es möglich, die Flanschendabschnitte 70 und 75 bei dieser Konfiguration aufeinander aus- zurichten, was dazu führt, dass der Innendurchmesser beider Lagerringe 7A, 7B gleich ist. Dadurch kann die Montage vereinfacht werden.
Figur 4 zeigt einen vergrößerten Ausbruch eines Lagers 7, das für die Ausführungsform nach Figur 3 einsetzbar ist. Der Innenlagerring 7B ist analog zum Innenlagerring der Figur 2 gestaltet und liegt mit einem nach außen weisenden Flanschendabschnitt 71 am Gehäuse 8 des Planetendifferentials an. Das Lager nach der Figur 4 unterscheidet sich wie vorstehend mit Bezug auf Figur 3 erläutert vom Lager, das in der Ausführungsform nach Figur 2 einsetzbar ist, durch einen im Querschnitt ungefähr U-förmig gestalteten Außenlagerring 7A mit einem Bund 7E. Im Gegensatz zum durch spanendes oder spanloses Abtragen gefertigten Bund 7E nach der Figur 2 könnte der Bund 7E nach der Figur 3 bei geringeren Genauigkeitsanforderungen auch umformtechnisch, insbesondere durch Tiefziehen, hergestellt werden; nach der Ausführungsform wird jedoch, wie durch die umlaufende Kante 79 gezeigt, eine abtragende Nachbearbeitung vorgenommen. Am Bund 7E liegt beim Einbau in ein Planetendifferential wie in Figur 3 gezeigt eine Stützstruktur 9 an, um das Lager axial festzulegen. Auf diese Weise kann man ähnlich wie in Figur 2 ein Planetendifferential schaffen, in dem die Stützstruktur 9 am Bund 7E anliegt. Zudem kann durch die weitgehend umformtechnische, insbesondere kaltumformtechnische Herstellung des Außenlagerrings der Lagerring kostengünstig in Massenfertigung hergestellt werden. Da die auf Innen- und Außenlagerring 6A, 6B, 7A, 7B wirkenden Kräfte ähnlich groß sind, kann weiterhin auch der Innenlagerring parallel zum Außenlagerring aus demselben Material hergestellt werden. Beispielsweise ist es möglich, beide Lagerringe 6A, 6B, 7A, 7B miteinander durch einen Steg verbunden aus einem Halbzeug auszustanzen und anschließend tiefzuziehen. Anschließend kann ein Kugelkäfig nebst Kugeln in eine der Lagerschalen 6A, 6B, 7A, 7B eingesetzt und die andere um den Steg darauf geklappt werden. Spätestens bei der Montage im Planetendifferential wird dann der Steg zwischen den beiden Lagerschalen 6A, 6B, 7A, 7B entfernt. Auf diese Weise kann das Lager 6, 7 bis kurz vor dem Einbau einstückig beibehalten werden, so dass die Montage erleichtert wird. Ebenfalls aus Fig. 4 gut erkennbar ist, dass die Blechstärke der Lagerringe 7A, 7B (und analog auch der Ringe 6A, 6B) groß genug sein sollte, um die Ver- spannung der Lager in O-Anordnung abfedern zu können. Gleichzeitig sollte die Dicke und Festigkeit ausreichend sein, um ein Ausschlagen der Lagerringe durch die Wälzkörper zu vermeiden. Diese Forderungen können erfahrung- sgemäß erfüllt werden, wenn die Lagerringe 7A, 7B eine Blechstärke aufweisen, die mindestens 25% des Durchmessers der Wälzkörper beträgt. Selbstverständlich kann dieser Wert je nach Festigkeit des Materials der Lagerringe variieren. Zu dünne Lagerringe könnten dazu führen, dass die Verspannung ungenügend wird oder sich die Lagerringe unter Belastung aufbiegen. Sind die Lagerringe (insbesondere bei festem Material) dagegen zu dick, werden die Lager unnötig schwer, zudem ist auch die Fertigung mittels Umformen erschwert.
Figur 5 zeigt im Schnitt eine Stützstruktur 9, wie sie im Planetendifferential nach Figur 3 auf der rechten Seite, d.h. unter dem Lager 7, einsetzbar ist. Diese Stützstruktur kann vergleichsweise einfach umformtechnisch aus relativ dünnen Blechen hergestellt werden. Eine abgeschrägte Einführhilfe 9A erleichtert das Aufsetzen bzw. Aufpressen auf das Sonnenrad 1 B und kann zusätzlich dazu dienen, eventuellen Abrieb oder Schmutz aufzunehmen, der beim Auf- pressen vor der Stützstruktur her geschoben wird. Daher kann die Stützstruktur sicher so weit auf das Sonnenrad 1 B aufgeschoben werden, bis die vorgesehene Anschlagfläche 9B an ihrem Gegenstück am Sonnenrad 1 B anstößt. Daher ist die Stützstruktur 9 am Sonnenrad 1 B in axialer Richtung genau positionierbar. Weil die Stützstruktur 9 zudem am Bund des Außenlagerrings 7A an- schlägt, ist damit diese Außenlagerschale 7A ebenfalls bereits bei der Montage axial bezüglich des Sonnenrads 1 B festgelegt. Um die Anschlagfläche 9B der Stützstruktur 9 nicht zu groß werden zu lassen und um die Stabilität der Stützstruktur zu erhöhen, weist die hier gezeigte Stützstruktur 9 zwei Stufen 9D und 9E auf. Würde die Anschlagfläche zu weit nach außen gezogen, würde die Stützfähigkeit der Struktur 9 darunter leiden, da längere gerade Abschnitte zwischen Kanten von Blechstrukturen stärker zum Knicken neigen können. Obwohl dies in den Figuren nicht deutlich herausgearbeitet wird, kann neben der durch die umlaufende Kante 79 begrenzten Passfläche des Außenlager- rings auch die Außenseite der Stützstruktur 9 abtragend bearbeitet werden, um die Passung am Außenlagerring 7A zu verbessern. Ebenso könnte die in Figur
5 bezeichnete Innenfläche 9C abtragend bearbeitet werden, um eine verbes- serte Passung auf dem Sonnenrad 1 B zu erzielen. Allerdings ist bei Verwendung der Stützstruktur 9 die Bearbeitung der Gegenflächen, also der Oberflächen des Sonnenrads 1 B und des Lagerrings 7A einfacher durchzuführen, weil an diesen Flächen mehr Material vorhanden ist und folglich ein Abtragen seltener zu Schwierigkeiten hinsichtlich Qualität oder Festigkeit führt.
Wie bereits erwähnt, wurde hier die Struktur 9 und das Lager 7 genauer erörtert; der Fachmann kann diese Lehre jedoch spiegelbildlich auch auf das Lager
6 übertragen, weshalb davon abgesehen wurde, die Konzeption dieses Lagers in den Ausführungsformen ebenso ausführlich zu erörtern wie die des Lagers 7.
Analog zu Figur 5 zeigt Figur 6 eine Stützstruktur 9, wie sie im Planetendifferential nach der in Figur 2 gezeigten Ausführungsform auf der rechten Seite, d.h. unter dem Lager 7, einsetzbar ist. Diese Stützstruktur weist im Wesentli- chen dieselben Merkmale wie die in Figur 5 gezeigte Struktur auf und kann vergleichsweise einfach umformtechnisch aus dünnen Blechen hergestellt werden. Die abgeschrägte Einführhilfe 9A erleichtert ebenfalls das Aufsetzen auf das Sonnenrad 1 B und kann eventuellen Abrieb oder Schmutz aufnehmen. Daher kann die Stützstruktur sicher so weit auf das Sonnenrad 1 B geschoben werden, bis die Anschlagfläche 9B am Sonnenrad 1 B anstößt. Um bei einem größeren Abstand zwischen der Innenfläche 9C der Stützstruktur und der Au- ßenlagerschale 7A ausreichend Stabilität zu erhalten, weist die Stützstruktur 9 nach der Figur 6 (bzw. der Figur 2) im Gegensatz zur einen Stufe 9D der Figur 5 zwei Zwischenstufen 9D und 9E und somit insgesamt drei Stufen auf.
Selbstverständlich sind Abwandlungen der Ausführungsformen möglich, die hier nicht im Einzelnen gezeigt sind. So können als Wälzkörper anstelle von Kugeln auch Rollen, Nadeln oder Kegel in den Lagern verwendet werden. Statt der hier gezeigten Bauform des Stirnraddifferentials mit Geradverzahnung kann ein schrägverzahntes Stirnraddifferential und natürlich auch ein Planetendifferential ohne Stirnrad mit der gezeigten Lageranordnung aufgebaut werden. Prinzipiell könnte auch ein Gleitlager auf einer Seite eingesetzt werden, wenn die dadurch zu erwartenden Probleme insbesondere mit dem Losbrechmoment und der Kippsteifigkeit in einem bestimmten Anwendungsfall (beispielsweise im Modellbau bei vergleichsweise geringen Kräften und Momenten) beherrschbar erscheinen.
Bezugszeichenliste
1A erstes Sonnenrad / erste Differentialsonne
1 B zweites Sonnenrad / zweite Differentialsonne
2 Planetenrad
3 Planetenträger
5 Antriebsrad
6 Wälzlager (in Figuren links)
6A Außenring / Lagerschale (außen)
6B Innenring / Lagerschale (innen)
6C Wälzelemente / Wälzkörper / Kugeln
6D Lagerkäfig
7 Wälzlager ( in Figuren rechts)
7A Außenring / Lagerschale (außen)
7B Innenring / Lagerschale (innen)
7C Wälzelemente / Wälzkörper / Kugeln
7D Lagerkäfig
7E Absatz
8A Gehäuse (links)
8B Gehäuse (rechts)
9 Stützstruktur
9A Einführhilfe (der Stützstruktur)
9B Anschlagfläche (der Stützstruktur)
9C Innenfläche (der Stützstruktur)
9D Stufe (Zwischenstufe) der Stützstruktur
9E Stufe (Zwischenstufe) der Stützstruktur
70 Flanschendabschnitt der Innenlagerschale (innen)
71 Flanschendabschnitt der Innenlagerschale (nach außen weisend)
72 Lauffläche Innenlagerschale
73 Lauffläche Außenlagerschale
74 Flanschendabschnitt der Außenlagerschale (außen)
75 Flanschendabschnitt der Außenlagerschale (innen)
79 umlaufende Kante

Claims

Patentansprüche
Planetendifferential mit einem Antriebsrad (5) und zwei in einem Planetenträger (3) gelagerten Planetenradsätzen, von denen ein Planetenrad (2) des einen Planetenradsatzes in ein erstes Sonnenrad (1A) eingreift und ein Planetenrad des anderen Planetenradsatzes in ein zweites Sonnenrad (1 B) eingreift, wobei der Planententräger (3) über zumindest ein Wälzlager (6A, 6B, 6C, 6D, 7A, 7B, 7C, 7D) an einem Gehäuse (8A, 8B) radial drehbar und axial positionsbestimmt ist, wobei das zumindest eine Wälzlager (6A,6B, 6C, 7A, 7B, 7C) eine erste Lagerschale (6A, 7A) und eine zweite Lagerschale (6B, 7B) umfasst, die je einen Flanschendabschnitt (70, 74) benachbart zu den Laufflächen (72, 73) aufweisen, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Lagerschale (7A) in die zweite Lagerschale (7B) eingreift.
Planetendifferential nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass beide Flanschendabschnitte (70, 71 ) der ersten Lagerschale (7A) in eine axiale Richtung weisen.
Planetendifferential nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Lagerschale (7B) Flanschendabschnitte (74, 75) aufweist, die parallel zueinander ausgerichtet sind.
Planetendifferential nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Flanschendabschnitte (74, 75) der zweiten Lagerschale (7B) in dieselbe axiale Richtung weisen.
Planetendifferential nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens eine Lagerschale (6A, 7A, 6B, 7B) wenigstens eines der Wälzlager (6, 7) einen U- oder C-förmigen Querschnitt aufweist.
6. Planetendifferential nach einem der vorhergehenden Ansprüche, da- durch gekennzeichnet, dass der Sitz einer inneren Lagerschale (6B, 7B) im Gehäuse (8A, 8B) im Durchmesser größer als der Sitz des Planetenträgers (3) auf einer äußeren Lagerschale (6A, 7A) und größer als der Teilkreis der Wälzkörper (6C, 7C) ist.
7. Planetendifferential nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass es als Stirnraddifferential ausgebildet ist.
8. Planetendifferential nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Lagersitz mindestens einer (6A, 7A) der Lagerschalen durch eine federnde Stützstruktur (9) versteift ist.
9. Planetendifferential nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Stützstruktur (9) topfförmig ausgestaltet ist.
10. Planetendifferential nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Stützstruktur (9) mit einer Anschlagfläche (9A) axial und einer Innenfläche (9C) radial an einem Passsitz am Sonnenrad (1 B) anliegt.
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