WO2016004933A1 - Kreisschiebeplanetenradgetriebe - Google Patents

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WO2016004933A1
WO2016004933A1 PCT/DE2015/200230 DE2015200230W WO2016004933A1 WO 2016004933 A1 WO2016004933 A1 WO 2016004933A1 DE 2015200230 W DE2015200230 W DE 2015200230W WO 2016004933 A1 WO2016004933 A1 WO 2016004933A1
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WO
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ring gear
teeth
gear
planetary gears
segments
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PCT/DE2015/200230
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Franz Kurth
Ralph Schimpf
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Schaeffler Technologies AG and Co KG
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Schaeffler Technologies AG and Co KG
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • F16H1/32—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H1/32—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear
    • F16H1/321—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear the orbital gear being nutating
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H1/32—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear
    • F16H2001/327—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear with the orbital gear having internal gear teeth

Definitions

  • the invention relates to a Kreisschiebeplanetenradgetriebe according to the closer defined in the preamble of claim 1.
  • Such a Kreisschiebeplanetenradgetriebe is known from DE 195 18 160 A1.
  • noise may occur in the case of circular displacement of the drive pulleys due to inaccurate engagement of these in the planetary gears, increased friction and malfunctions.
  • the invention is therefore an object of the invention to provide a Kreisschiebeplanetenradgetriebe of the aforementioned type, which is simple in construction and ensures safe operation,
  • the object is achieved by the Merkmaie of claim 1. Further advantageous embodiments will become apparent from the respective dependent claims, the description and the drawings.
  • the planet gears each have an axially continuous external toothing for engagement in the first and second Hohirad.
  • the Pianetenzier gradios are particularly easy and inexpensive hersteilbar.
  • the internal gears of the ring gears thereby different numbers of teeth can be achieved in a simple manner by profile displacement,
  • First and second Hohirad can be supported radially supported on overlapping axial end portions.
  • the second ring gear is preferably radially mounted at its end section on the end section of the first ring gear.
  • the first ring gear, the Pianetengen and the drive pulleys form a first gear stage with a first Ambiachia and the second ring gear, the planet gears and the planet carrier a second gear stage with a second partial translation. It is advantageous if the first Teiiüber acid is greater than the second partial translation. As a result, a self-locking of the transmission is avoided in a simple manner.
  • a total conversion of greater than 200 is achieved, the overall ratio being formed by the product of first and second partial translations. It is advantageous if the tooth numbers of the internal gears of the first and second ring gear have a large difference. Preferably, in this case, the number of teeth of the second ring gear is greater than that of the first.
  • the drive disks are preferably in each case in engagement with at least two planetary gears each time. This ensures that the drive pulleys each have two engagement points with respect to the planetary gears during the circular sliding movement and thus are completely determined in their movement, whereby an exact guidance of the drive pulleys is ensured on the planetary gears. In this way, disturbances are avoided and an effective operation of the Kreisschiebepianetenradgetriebes is ensured.
  • the drive disks each form concave circular-arc-shaped toothed segments with internal teeth for engagement with the planetary gears on the outer circumference.
  • the internal toothing of the successive tooth segments in the circumferential direction preferably has a tooth offset which depends on the respective position of the tooth segments by a predetermined angle relative to one another. Due to the tooth offset an exact tooth engagement between the Pianetenzumn and the tooth segments is achieved. Friction, wear and self-locking in Kreisscheiebepianetenradgetriebe can be easily reduced.
  • the tooth offset of the internal teeth of the successive tooth segments in the circumferential direction is preferred by one of the respective positions of the teeth Tooth segments, the number of teeth of the first ring gear, the number of teeth of the internal teeth of the toothed segments, the number of planetary gears and dependent on the first partial transmission angle determined.
  • the angle is preferably determined by
  • the drive disks each have a predetermined opening angle at the toothed segments for engagement with the planetary gears.
  • the arrangement of the drive pulleys is further optimized in engagement with the planetary gears. It reduces the forces, noise and self-locking forces.
  • the opening angle is preferably determined as a function of the number of planetary gears, the length of the engagement line from its inlet point to its pitch point between the external teeth of the planetary gears and the internal teeth of the toothed segments and depending on the tip circle and pitch circle diameter of the internal teeth of the toothed segments. It is preferable for the opening angle ⁇
  • the drive disks on the outer circumference in each case for engagement with three planetary gears three with these corresponding concave circular arc-shaped toothed segments with internal teeth form each having an opening angle aul undose, which is greater than 180 °.
  • an arrangement with four planet wheels and at least two drive pulleys, each having four toothed segments for engagement with the planetary gears is also conceivable.
  • the opening angle of the internal teeth of the toothed segments is reduced correspondingly, but this is preferably greater than 150 °.
  • the drive disks may each have recesses on the outer circumference in the circumferential direction between the toothed segments.
  • through holes can be provided radially in each case in a radially central region between the outer circumference and a central receiving opening.
  • the drive disks are preferably made in sheet metal and particularly easy to produce by punching.
  • the Kreisschiebeplanetenradgetnebe invention is, for example, particularly advantageous in Versteilantrieben with high ratios and without self-locking used. Brief description of the drawings
  • FIG. 1 shows a side view of a Kreisschiebeplanetenradge- invention drive
  • Figure 2 is a sectional view of the Kreisschiebepianetenradgetriebes
  • Figure 3 is a single view of a drive pulley according to the invention, schematically an enlarged partial view of a drive pulley in engagement with a planetary gear.
  • FIG. 1 shows, by way of example, a circular-slip planetary gear mechanism according to the invention, which is shown in FIG. 2 in a longitudinal section along the line A-A from FIG.
  • the Kreisschiebeplanetenradgetriebe has two coaxial with a Zentraiwelie 1 successively arranged ring gears 2, 3 and a set Pianeten impart 4, which are mounted on a Pianetenrad terme 5, which in turn rotatably, here on the central shaft 1, is centrally supported.
  • the planet gears 4 are in engagement with the hollow wheels 2, 3 and at the same time by so-called drive pulleys 6, 7. 8 drivable. These are axially one behind the other via associated eccentric 9. 10, 11 arranged on the central shaft 1.
  • a first ring gear 2 which surrounds the Pianetencken 4 and the drive pulleys 6, 7, 8 radially outside, is rotatably or fixed to the housing, while the second ring gear 3 is rotatably mounted coaxially with the first arranged.
  • the Pianetencken comb 4 each at a first axial portion of its outer teeth with an inner toothing of the first ring gear 2 and at a second axial portion of its outer toothing with an internal toothing of the second Hohrad 3
  • the external toothing of the planetary gears 4 is here continuously made axially continuous.
  • the second ring gear 3 also serves as an output.
  • the drive pulleys 6, 7, 8 are designed to be identical to one another and serve to drive the planetary gears 4 They each have at their outer periphery a number of arcuate concave tooth teeth corresponding to the number of pianeta wheels 4. Segments 12 for engagement with a respective Pianetenrad 4 on. Each toothed segment 12 is associated with a Pianetenrad 4. Upon rotation of the center shaft 1, the drive pulleys 6, 7, 8 alternately engage with their toothed segments 12 on their toothed segments 12 in engagement with the associated planetary gears 4, thereby pushing them on their outer toothings by at least one tooth.
  • the Kreisschiebeplanetenradgetriebe consists of two gear stages
  • the drive pulleys 6. form the planet gears 4 and the first ring gear 2, 7 ; 8 the first gear stage.
  • Connected thereto is the second gear stage consisting of the planetary gears 4 in engagement with the second ring gear 3.
  • the second gear stage forms a so-called Piusgetriebe, in which the second Hohirad 3 and the Pianetenrad- carrier 5 rotate in the same direction
  • a first partial ratio i, based on the first gear stage is determined by the Zenzzahi z H1 of the internal gear of the first ring gear 2, the number of teeth z p of the teeth of the planet gears 4 and the number of teeth z ex of the toothed segments 12 to the drive pulleys 6, 7, 8th It applies
  • the Zahnzahi z E refers to the internal toothing of a virtually formed on the toothed segments 12 ring gear.
  • the first partial translation i? Predetermined number of teeth Z H1 of the first ring gear 2 by the difference between the number of teeth z ex of the toothed segments 12 and the number of teeth z p of the planetary gears 4 is determined.
  • a second Teiiuage i 2 relative to the second gear stage is determined by the number of teeth Z H1 of the internal gear of the first ring gear 1, the number of teeth Z P of the external teeth of the Pianetenzier 4 and the teeth Z H2 of the internal toothing of the second ring gear 3, this applies
  • the first partial ratio i 1 is preferably larger than the second partial ratio i 2 applies, wherein the number of teeth Z H1 of the first ring gear 2 is smaller than the number of teeth Z H2 of the second ring gear third
  • the Kreisschiebepianetenradgetriebe example three Planetenröder 4 and three axially successively arranged drive pulleys 6, 7. 8 with three associated eccentrics 9. 10, 11 on. It is also conceivable, depending on the torque to be transmitted and the number of planet gears 4 more or less drive pulleys 6, 7, 8 or eccentric 9. 10, 11 to order. For example, four planet wheels 4 may be provided, which are in engagement with at least two drive pulleys 6, 7, 8.
  • the axially outer eccentric 8, 10 are each designed as a separate component, while the center between the outer eccentrics 9, 11 arranged eccentric 10 is formed integrally with the central shaft 1.
  • the eccentrics 9, 10, 11 are arranged on the central shaft 1 in the circumferential direction by 120 ° angularly offset from each other. As a result, the drive pulleys move 6. 7, 8 corresponding to the angular offset of the eccentric 9, 10, 11 phase-shifted.
  • Central shaft 1 and eccentric 9, 10, 11 form a so-called eccentric shaft.
  • the planet carrier 5 is rotatably mounted on parallel side wall sections on the Zentraiwelle 1. Between the side wall portions, the three planet wheels 4 are mounted on three bolts, which are truncated at their ends on the side wall portions.
  • the sidewall sections each consist of three ben, the outside record at free end portions of the bolts and star-shaped converge centrally to form there a bearing eye for storage on the central shaft 1.
  • the struts each have a recess for mass or weight reduction.
  • the first ring gear 2 is mounted radially on the second ring gear 3.
  • the ring gears 2, 3 are arranged overlapping at their mutually facing axial end portions.
  • To accommodate the storage of the end portion of the first Hohirads 2 is upgraded at its inner diameter at a first annular shoulder, while at the end portion of the second Hohirads 3 a corresponding second annular shoulder is provided with retracted outer diameter.
  • Between the ring shoulders a Wälzfagerung axially and radially fitted.
  • the second ring gear 3 encloses a set wall section of the planet wheel carrier 11 radially outward.
  • the first ring gear 2 is bounded axially inwardly by the first ring shoulder.
  • Figure 3 shows the configuration of a drive pulley 6. 7, 8 which can be hung on a central circular receiving opening 13 on the eccentrics 9, 10, 11 of the central shaft 1.
  • the center of the receiving opening 13 at the same time forms the center of an imaginary circular line 14 which comprises the drive pulley on the outer circumference.
  • Three circular arc-shaped toothed segments 12 are provided as concave bulges on the outer circumference with an internal toothing for engagement with a respective planetary gear 4.
  • the toothed segments 12 are arranged offset on central axes 15 by 120 ° to each other.
  • the central axes 15 extend through the geometric centers of the circular arc-shaped toothed segments 12 and through the center of the drive pulley 6, 7, 8. They also form symmetry axes, to which the drive pulley 6, 7, 8 is formed axially symmetrical.
  • the internal teeth of the latter have a tooth offset by a predetermined angle ⁇ j to each other.
  • the internal teeth of the successive tooth segments 12 are dependent on the respective position j of the toothed ring 12, the number of teeth z H1 of the first ring gear 2, the number of teeth ⁇ Ex of the internal teeth of the toothed segments 12th of the number n of the pia on each drive pulley 6, 7 " - Netenzier 4 and depending on the first partial translation i, designed to offset the angle ö j , which is determined by
  • the toothed segments 12 are formed with a predetermined opening or wrap angle y. This determines the circular arc length of the toothed segments 12, at which the Pianetenzier 4 can roll off in engagement with the toothed segments 12.
  • the drive pulley 6, 7. 8 behaves at its toothed segments 12 each as a thought ring gear, which is indicated by a dashed circle.
  • the toothed segments 12 form in this way in each case a Sectionhohlrad or a portion of an imaginary ring gear.
  • FIG. 4 schematically shows an enlarged detail of a drive pulley 6, 7, 8 on a toothed segment 12 in engagement with a planetary gear 4.
  • the opening angle y determines the length and duration of the engagement of the planet gears 4 with the drive pulley 6, 7, 8 during the circulation. It is designed in such a way that the drive pulley 6, 7, 8 is in each case in engagement with a planet wheel 4 at each time of its circular sliding movement on at least two toothed segments 12. As a result, the drive pulley 6, 7, 8 is arranged at any time during its movement.
  • the opening angle ⁇ in dependence on the number of Pianetenvid to be driven 4, the length of the engagement line AC of inlet point A to pitch point C between the outer teeth of the Pianetencken 4 and the internal toothing of the tooth segments 12th die Kopf réelle,mes ser and the pitch circle diameter m of the internal teeth of the Zahnsegmen
  • the internal toothing of the toothed segments 12 is designed with an opening angle ⁇ of approximately 200 °.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Kreisschiebeplanetenradgetriebe mit einer Zentralwelle (1) einem gehäusefest angeordneten ersten Hohlrad (2), einem Satz Planetenräder (4) einem drehbar abgestützten Planetenradträger (5), auf dem die Planetenräder (4) gelagert sind, und mehreren axial hintereinander angeordneten Antriebsscheiben (6, 7, 8) zum Antieb der Planetenräder (4) wobei die Antriebsscheiben (6, 7, 8) zur Ausführung einer Kreisschiebebewegung exzentrisch auf der Zentralwelle (1) gelagert sind, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein koaxial zum ersten Hohlrad (2) drehbar gelagertes zweites Hohlrad (3) vorgesehen ist und die Planetenräder (4) jeweils an einem ersten axialen Abschnitt mit dem ersten Hohlrad (2) und an einem zweiten axialen Abschnitt mit dem zweiten Hohlrad (3) in Eingriff stehen.

Description

Kreisschiebeplanetenradqetfiebe
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft ein Kreisschiebeplanetenradgetriebe gemäß der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 näher definierten Art
Ein derartiges Kreisschiebeplanetenradgetriebe ist aus DE 195 18 160 A1 bekannt. Dort sind zum Antrieb der Planetenräder anstelle eines Sonnenrads Antriebsscheiben vorgesehen, die in Bezug auf die Planetenräder eine Kreisschiebung ausführen. Nachteilig wirkt sich bei dieser Ausgestaltung der komplizierte und bauraumintensive Aufbau aus. Zudem können bei Kreisschiebung der Antriebsscheiben durch einen ungenauen Eingriff dieser in die Planetenräder Geräusche, erhöhte Reibung und Betriebsstörungen auftreten.
Zusammenfassung der Erfindung
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Kreisschiebeplanetenradgetriebe der vorgenannten Art zu schaffen, das einfach aufgebaut ist und einen sicheren Betrieb gewährleistet, Die Aufgabe wird durch die Merkmaie des Patentanspruchs 1 gelöst. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen ergeben sich aus den jeweiligen Unteransprüchen, der Beschreibung und den Zeichnungen.
Es wird ein Kreisschiebeplanetenradgetriebe mit einer Zentralwelie: einem Satz Pla- netenrädem und mehreren ax;ai hintereinander angeordneten Antriebsscheiben vorgeschlagen: die zum Antrieb der Pianetenräder dienen und zur Ausführung einer Kreisschiebebewegung exzentrisch auf der Zentralwelle gelagert sind. Dabei stehen die Pianetenräder zur Übertragung einer Antriebsieistung jeweils an einem ersten axialen Abschnitt mit einem gehäusefest angeordneten ersten Hohlrad und an einem zweiten axialen Abschnitt mit zumindest einem koaxial zum ersten drehbar angeordneten zweiten Hohlrad im Eingriff. Die Antriebsscheiben bilden jeweils zum Eingriff mit den Planetenrädern am Außenumfang konkave Kreisbogenförmige Zahnsegmente mit einer Innen Verzahnung. Hierbei sind die Pianetenräder und die Antriebsscheiben innerhalb des von den Hohlrädern radial umschlossenen Bauraums angeordnet. Auf diese Weise wird ein einfach und bauraumsparend aufgebautes betriebssicheres Kreisschiebeplanetenradgetriebe geschaffen.
Durch das Kreisschiebeplanetenradgetriebe sind hohe Übersetzungen erreichbar, wobei sowohl bei Übersetzungen ins Schnelle als auch bei Übersetzungen ins Langsame eine Selbsthemmung vermeidbar ist
Bevorzugt weisen die Planetenräder jeweils eine axial durchgehende Außenverzahnung zum Eingriff in das erste und zweite Hohirad auf. Hierdurch sind die Pianetenräder stufenios besonders einfach und kostengünstig hersteilbar. An den Innenverzahnungen der Hohlräder können dabei unterschiedliche Zähnezahlen auf einfache Weise durch Profilverschiebung erreicht werden,
Erstes und zweites Hohirad können an überlappenden axialen Endabschnitten radial gelagert aufeinander abgestützt sein. Dadurch wird eine sehr kompakte Bauweise des Kreisschiebeplanetenradgetriebes erreicht. Vorzugsweise ist hierbei das zweite Hohirad an seinem Endabschnitt an dem Endabschnitt des ersten Hohlrads radial ge- lagert.
Bevorzugt ist das Kreisschiebeplanetenradgetriebe zweistufig aus einem einstufigen Kreisschiebeplanetenradgetnebe mit einem angeschlossenen sogenannten Plusgetriebe einfach aufgebaut, im Plusgetriebe drehen Antrieb und Abtrieb des Getriebes, hier der Pianetenradträger und das zweite Hohirad gleichsinnig, d.h. mit gleicher Drehrichtung. Vorzugsweise bilden dabei das erste Hohlrad, die Pianetenräder und die Antriebsscheiben eine erste Getriebestufe mit einer ersten Teilubersetzung und das zweite Hohlrad, die Planetenräder und der Planetenradträger eine zweite Getriebestufe mit einer zweiten Teilübersetzung. Es ist von Vorteil, wenn dabei die erste Teiiübersetzung größer ist als die zweite Teilubersetzung. Hierdurch wird auf einfache Weise eine Selbsthemmung des Getriebes vermieden.
Vorzugsweise wird eine Gesamtobersetzung von größer als 200 erreicht, wobei die Gesamtubersetzung durch das Produkt aus erster und zweiter Teifübersetzug gebildet wird. Es ist von Vorteil: wenn die Zahnezahlen der Innenverzahnungen von erstem und zweitem Hohlrad einen großen Unterschied aufweisen. Vorzugsweise ist hierbei die Zähnezahl des zweiten Hohlrads größer als die des ersten.
Vorzugsweise stehen die Antriebsscheiben bei Ausführung der Kreisschiebebewe- gung zu jedem Zeitpunkt jeweils mit zumindest zwei Planetenrädern in Eingriff. Dadurch wird gewährleistet, dass die Antriebsscheiben während der Kreisschiebebewegung jeweils zwei Eingriffspunkte bezüglich der Planetenräder haben und somit vollständig in ihrer Bewegung bestimmt sind, wodurch eine exakte Führung der Antriebsscheiben an den Planetenrädern sichergestellt wird. Auf diese Weise werden Störun- gen vermieden und wird ein effektiver Betrieb des Kreisschiebepianetenradgetriebes gewährleistet.
In einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung bilden die Antriebsscheiben jeweils zum Eingriff mit den Planetenrädern am Außenumfang konkave kreisbo- genförmige Zahnsegmente mit einer innenverzahnung. Bevorzugt weisen hierbei die Innenverzahnungen der in ümfangsrichtung aufeinanderfolgenden Zahnsegmente einen von der jeweiligen Position der Zahnsegmente abhängigen Zahnversatz um einen vorbestimmten Winkel zueinander auf. Durch den Zahnversatz wird ein exakter Zahneingriff zwischen den Pianetenrädern und den Zahnsegmenten erreicht. Reibung, Verschleiß und eine Selbsthemmung im Kreisschiebepianetenradgetriebe können so auf einfache Weise reduziert werden.
Bevorzugt ist dabei der Zahnversatz der innenverzahnungen der in Ümfangsrichtung aufeinanderfolgenden Zahnsegmente durch einen von der jeweiligen Position der Zahnsegmente, der Zähnezahl des ersten Hohlrads, der Zähnezahl der Innenverzah- nung der Zahnsegmente, der Anzahl der Planetenräder und von der ersten Teilüber- setzung abhängigen Winkel bestimmt. Hierbei ist der Winkel vorzugsweise bestimmt durch
Figure imgf000006_0001
wobei > die jeweilige Planetenradposition bezeichnet,
Figure imgf000006_0002
Figure imgf000006_0003
den Winkelzahnversatz des Zahnsegments am Ausgangspunkt,
die Zähnezahl des ersten Hohirads,
die Zähnezahl der Zahnsegmente bezogen auf ein gedachtes Hohlrad. und
die Anzahl der Planetenräder.
Es ist weiterhin von Vorteil, wenn die Antriebsscheiben Jeweils an den Zahnsegmenten zum Eingriff mit den Planetenrädern einen vorbestimmten Öffnungswinkel aufwei- sen. Hierdurch wird die Anordnung der Antriebsscheiben im Eingriff mit den Planetenrädern weiter optimiert. Dabei werden die im Eingriff wirkenden Kräfte, die Geräusche und die Selbsthemmung reduziert.
Bevorzugt ist der Öffnungswinkel in Abhängigkeit von der Anzahl der Planetenräder, der Länge der Eingriffslinie von ihrem Einlaufpunkt bis zu ihrem Wälzpunkt zwischen der Außenverzahnung der Planetenräder und der Innenverzahnung der Zahnsegmente und in Abhängigkeit von Kopfkreis- und Wälzkreisdurchmesser der Innenverzahnung der Zahnsegmente bestimmt. Dabei gilt für den Öffnungswinkel Υ vorzugsweise
U
Figure imgf000006_0004
wobei die Anzahl der Pianetenräder bezeichnet,
AC die Eingriffslinie von ihrem Einlaufpunkt bis zu ihrem Wälzpunkt zwischen der Verzahnung der Pianetenräder und der Innenverzahnung der Zahnsegmente.
den Kopfkreisdurchmesser der Innenverzahnung der Zahnsegmente und
Figure imgf000006_0005
den Wäizkreisdurchmesser der Innenverzahnung der Zahnsegmente.
In einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung können die Antriebsscheiben am Außenumfang jeweils zum Eingriff mit drei Planetenrädern drei mit diesen korrespondierende konkave kreisbogenförmige Zahnsegmente mit Innenverzahnungen bilden, die jeweils einen Öffnungswinkel aulweisen, der größer ist als 180°. Denkbar ist auch eine Anordnung mit vier Planetenrädern und zumindest zwei Antriebsscheiben, die jeweils vier Zahnsegmente zum Eingriff mit den Planetenrädern aufweisen. Dabei reduziert sich der Öffnungswinkel der Innenverzahnungen der Zahnsegmente entsprechend Dieser ist aber vorzugsweise größer als 150°.
Zur Masse- bzw. Gewichtsreduzierung können die Antriebsscheiben jeweils am Außenumfang in Umfangsrichtung zwischen den Zahnsegmenten Aussparungen aufweisen Alternativ oder ergänzend können jeweils in einem radial mittleren Bereich zwi- sehen Außenumfang und einer zentraler Aufnahmeöffnung radial innen Durchgangs* löcher vorgesehen sein.
Die Antriebsscheiben sind vorzugsweise in Blech ausgeführt und durch Stanzen besonders einfach hersteilbar.
Das erfindungsgemäße Kreisschiebeplanetenradgetnebe ist beispielsweise besonders vorteilhaft in Versteilantrieben mit hohen Übersetzungen und ohne Selbsthemmung einsetzbar. Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung und aus Zeichnungen, in denen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung vereinfacht dargestellt «st. Es zeigen:
Figur 1 eine Seitenansicht eines erfindungsgemäßen Kreisschiebeplanetenradge- triebes,
Figur 2 eine Schnittdarstellung des Kreisschiebepianetenradgetriebes Figur 3 eine Einzelansicht einer erfindungsgemäßen Antriebsscheibe, schematisch eine vergrößerte Teilansicht einer Antriebsscheibe im Eingriff mit einem Planetenrad. Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
Figur 1 zeigt beispielhaft ein erfindungsgemäßes Kreisschiebepianetenradgetriebe, das in Figur 2 in einem Längsschnitt entlang der Linie A-A aus Figur 1 dargestellt ist. Das Kreisschiebeplanetenradgetriebe weist zwei koaxial zu einer Zentraiwelie 1 hintereinander angeordnete Hohlräder 2, 3 und einen Satz Pianetenräder 4 auf, die auf einem Pianetenradträger 5 gelagert sind, der seinerseits drehbar, hier auf der Zentralwelle 1, zentral abgestützt ist. Die Planetenräder 4 stehen in Eingriff mit den Hohl- rädern 2, 3 und sind zugleich durch sogenannte Antriebsscheiben 6, 7. 8 antreibbar. Diese sind axial hintereinander über zugeordnete Exzenter 9. 10, 11 auf der Zentralwelle 1 angeordnet Die Antriebsscheiben 6, 7. 8 sind jeweils über eine Wälzlagerung radial auf den zugeordneten Exzentern 9, 10, 11 abgestützt und zugleich auf diesen axial fixiert. Alternativ können die Antriebsscheiben 6, 7, 8 auch radial gleitgeiagert sein. Die Exzenter 9. 10, 11 sind mit der Zentraiwelie 1 dreh- und axialfest verbunden. Bei Drehung der Zentralweile 1 bewegen sich die Antriebsscheiben 6, 7, 8 auf zur Zentralwelle 1 exzentrischen Kreisbahnen, Sie führen hierbei eine sogenannte Kreisschiebebewegung aus. Eine Rotation der Antriebsscheiben 6, 7, 8 um eine eigene Achse, insbesondere eine Rotation relativ zum Pianetenradträger 5, wird dabei ver- mieden.
Ein erstes Hohlrad 2, das die Pianetenräder 4 und die Antriebsscheiben 6, 7, 8 radial außen umschließt, ist dreh- bzw. gehäusefest angeordnet, während das zweite Hohlrad 3 koaxial zum ersten angeordnet drehbar gelagert ist. Dabei kämmen die Pianetenräder 4 Jeweils an einem ersten axialen Abschnitt ihrer Außenverzahnung mit einer innenverzahnung des ersten Hohlrads 2 und an einem zweiten axialen Abschnitt ihrer Außenverzahnung mit einer Innenverzahnung des zweiten Hohirads 3 Die Außenverzahnung der Planetenräder 4 ist hierbei stufenlos axial durchgehend ausgeführt. Das zweite Hohlrad 3 dient zugleich als Abtrieb.
Die Antriebsscheiben 6, 7, 8 sind untereinander gleich ausgeführt und dienen dem Antrieb der Planetenräder 4 Sie weisen jeweils an ihrem Außenumfang eine der Anzahl der pianetenräder 4 entsprechende Anzahl von kreisbogenförmigen konkaven Zahn- Segmenten 12 zum Eingriff mit jeweils einem korrespondierenden Pianetenrad 4 auf. Dabei ist jedes Zahnsegment 12 einem Pianetenrad 4 zugeordnet. Bei Drehung der Zentraiwelle 1 gelangen die Antriebsscheiben 6, 7, 8 bei ihrer Kreisschiebebewegung jeweils an ihren Zahnsegmenten 12 wechselweise in Eingriff mit den jeweiis zugeord- neten Planetenrädern 4 und schieben dabei diese jeweils an ihren Außenverzahnun- gen mindestens um einen Zahn weiter. Dabei steht jede Antriebsscheibe 6, 7, 8 zu jedem Zeitpunkt ihrer Kreisschiebebewegung an zumindest zwei Zahnsegmenten 12 im Eingriff mit Jeweiis einem Pianetenrad 4. Das Kreisschiebeplanetenradgetriebe besteht aus zwei Getriebestufen Dabei bilden die Antriebsscheiben 6. die Planetenräder 4 und das erste Hohlrad 2, 7; 8 die erste Getriebestufe. Daran angeschlossen ist die zweite Getriebestufe bestehend aus den Planetenrädem 4 im Eingriff mit dem zweiten Hohlrad 3. Die zweite Getriebestufe bildet ein sogenanntes Piusgetriebe, bei dem das zweite Hohirad 3 und der Pianetenrad- träger 5 gleichsinnig drehen
Eine erste Teilübersetzung i, bezogen auf die erste Getriebestufe ist bestimmt durch die Zähnezahi zH1 der Innenverzahnung des ersten Hohlrads 2, der Zähnezahl zp der Verzahnung der Planetenräder 4 und der Zähnezahl zex der Zahnsegmente 12 an den Antriebsscheiben 6, 7, 8. Dabei gilt
Figure imgf000009_0001
Die Zähnezahi zE, bezieht sich auf die Innenverzahnung eines an den Zahnsegmenten 12 virtuell gebildeten Hohlrads. Die erste Teilubersetzung i? wird vorgegebener Zähnezahl ZH1 des ersten Hohlrads 2 durch den Unterschied zwischen der Zähnezahl zex der Zahnsegmente 12 und der Zähnezahl zp der Planetenräder 4 bestimmt.
Eine zweite Teiiubersetzung i2 bezogen auf die zweite Getriebestufe ist bestimmt durch die Zähnezahl ZH1 der Innenverzahnung des ersten Hohlrads 1, der Zähnezahl ZP der Außenverzahnung der Pianetenräder 4 und der Zähnezahi zH2 der Innenver- zahnung des zweiten Hohlrads 3, Hierbei gilt
Figure imgf000009_0002
Die erste Teilübersetzung i1 ist vorzugsweise großer als die zweite Teilübersetzung i2
Figure imgf000009_0003
gilt, wobei die Zähnezahl ZH1 des ersten Hohlrads 2 kleiner ist als die Zähnezahl ZH2 des zweiten Hohlrads 3.
Außerdem weisen die Zähnezahlen ZH1, ZH2 der Hohlräder 2. 3 einen großen Unter- schied auf. Dies wird durch entsprechende Profilverschiebung bzw. Bezugsprofite an den Innenverzahnungen der Hohlräder 2. 3 ermöglicht. Ourch die Aufteilung der Teilubersetzungen mit i1 > i2 in den Getriebestufen mit einem möglichst großen Unterschied der Zähnezahlen ZH1, ZH2 der Hohlräder 2, 3 wird eine Selbsthemmung im Kreisschiebepianetenradgetriebes sowohl bei Übersetzungen ins Schnelle als auch bei der Übersetzung ins Langsame vermieden oder nahezu vermieden. Zugleich wird eine große Gesamtübersetzung i zwischen der Zentralwelle 1 und dem zweiten Hohirad 3 mit
Figure imgf000010_0001
erreicht. Dabei drehen Zentralwelle 1 und zweites Hohlrad 3 gleichsinnig. Das Kreisschiebepianetenradgetriebe weist beispielhaft drei Planetenröder 4 und drei axial hintereinander angeordnete Antriebsscheiben 6, 7. 8 mit drei zugeordneten Exzentern 9. 10, 11 auf. Denkbar ist auch, in Abhängigkeit von dem zu übertragenden Drehmoment und der Anzahl der Planetenräder 4 mehr oder weniger Antriebsscheiben 6, 7, 8 bzw. Exzenter 9. 10, 11 anzuordnen. Beispielsweise können vier Planeten- rader 4 vorgesehen sein, die mit mindestens zwei Antriebsscheiben 6, 7, 8 in Eingriff stehen.
Auf der Zentralweile 1 sind die axial außen angeordneten Exzenter 8, 10 jeweils als separates Bauteil ausgeführt, während der zwischen den äußeren Exzentern 9, 11 mittig angeordnete Exzenter 10 einteilig mit der Zentralwelle 1 ausgebildet ist. Die Exzenter 9, 10, 11 sind auf der Zentralwelle 1 in Umfangsrichtung um 120° winkelversetzt zueinander angeordnet. Dadurch bewegen sich die Antriebsscheiben 6. 7, 8 entsprechend dem Winkelversatz der Exzenter 9, 10, 11 zueinander phasenverschoben. Zentralwelle 1 und Exzenter 9, 10, 11 bilden dabei eine sogenannte Exzenterwelle.
Der Planetenradträger 5 ist an parallelen Seitenwandabschnitten drehbar auf der Zentraiwelle 1 wälzgelagert. Zwischen den Seitenwandabschnitten sind die drei Planetenräder 4 auf drei Bolzen gelagert, die an ihren Enden an den Seitenwandabschnitten abgestutzt sind. Die Seitenwandabschnitte bestehen jeweils aus drei Stre- ben, die außen an freien Endabschnitten die Bolzen aufnehmen und sternförmig zentral zusammenlaufen, um dort ein Lagerauge zur Lagerung auf der Zentralwelle 1 zu bilden. Die Streben weisen jeweils eine Aussparung zur Masse- bzw. Gewichtsreduzierung auf.
Das erste Hohlrad 2 ist radial auf dem zweiten Hohlrad 3 gelagert. Hierzu sind die Hohlräder 2, 3 an ihren einander zugewandten axialen Endabschnitten überlappend angeordnet. Zur Aufnahme der Lagerung ist der Endabschnitt des ersten Hohirads 2 an seinem Innendurchmesser an einem ersten Ringabsatz aufgewertet, während am Endabschnitt des zweiten Hohirads 3 ein korrespondierender zweiter Ringabsatz mit eingezogenem Außendurchmesser vorgesehen ist. Zwischen den Ringabsätzen ist eine Wälzfagerung axial und radial eingepasst. An seinem vom ersten Hohlrad 2 abgewandten Endabschnitt umschließt das zweite Hohirad 3 einen Settenwandabschnitt des Planetenradtragers 11 radial außen Am ersten Hohirad 2 wird die Innenverzah- nung axial innen durch den ersten Ringabsatz begrenzt.
Figur 3 zeigt die Ausgestaltung einer Antriebsscheibe 6. 7, 8. die an einer zentralen kreisrunden Aufnahmeöffnung 13 auf den Exzentern 9, 10, 11 der Zentralwelle 1 iagerbar ist. Der Mittelpunkt der Aufnahmeöffnung 13 bildet zugleich den Mittelpunkt einer gedachten Kreislinie 14. die die Antriebsscheibe am Außenumfang umfasst. Drei kreisbogenförmige Zahnsegmente 12 sind als konkave Ausbuchtungen am Außenumfang mit einer Innenverzahnung zum Eingriff mit jeweils einem Planetenrad 4 vorgesehen. Die Zahnsegmente 12 sind auf Mittelachsen 15 um 120° zueinander versetzt angeordnet. Die Mittelachsen 15 verlaufen durch die geometrischen Mittelpunkte der kreisbogenförmigen Zahnsegmente 12 und durch den Mittelpunkt der Antriebsscheibe 6, 7, 8. Sie bilden zugleich Symmetrieachsen, zu denen die Antriebsscheibe 6, 7, 8 achsensymmetrisch ausgebildet ist.
Zur Optimierung des Zahneingriffs zwischen Pianetenrädem 4 und Zahnsegmenten 12 weisen die Innenverzahnungen letzterer einen Zahnversatz um einen vorbestimmten Winkel δj zueinander auf. Der Winkel δj ist auf die Mittelachse 15 des jeweiligen Zahnsegments 12 bezogen. Er wird an in Umfangsrichtung der Antriebsscheiben 6, 7, 8 jeweils aufeinanderfolgenden Zahnsegmenten 12 ausgehend von einem Zahnsegment 12 an der Position j = 0 abhängig von der jeweiligen Position j bestimmt Der In- dex j läuft von 0, 1. ... bis ™ , wobei die Anzahl der Planetenräder 4 und δ0=
Figure imgf000012_0002
0° den Winkel der Innenverzahnung des Zahnsegments 12 am Ausgangspunkt an der Planetenradposition j=0 bezeichnet. Dabei sind an jeder Antriebescheibe 6, 7« 8 die Innenverzahnungen der aufeinanderfolgenden Zahnsegmente 12 abhängig von der jeweiligen Position j des Zahnsegments 12, der Zähnezahl zH1 des ersten Hohlrads 2, der Zähnezahl ζEx der Innenverzahnung der Zahnsegmente 12. der Anzahl n der Pia- netenräder 4 und abhängig von der ersten Teilübersetzung i, um den Winkel öj versetzt ausgestaltet, der bestimmt ist durch
Figure imgf000012_0001
Im Ausführungsbeispiel beträgt der Zahnversatz des auf der Planetenradposition j = 0 angeordneten Zahnsegments 12 δ0= 0° Die in Wälzrichtung im Uhrzeigersinn auf den Planetenradpositionen j=1 und j=2 folgenden Zahnsegmente 12 weisen an ihren Innenverzahnungen gegenüber dem auf der Planetenradposition j=0 angeordneten Zahnsegments 12 hier beispielhaft einen Zahnversatz um den Winkel δ1 = 10° bzw. δ2 = 20° auf.
Weiterhin sind die Zahnsegmente 12 mit einem vorbestimmten Öffnungs- oder Um- schlingungswinkel y ausgebildet. Dieser legt die Kreisbogenlange der Zahnsegmente 12 fest, an der sich die Pianetenräder 4 im Eingriff mit den Zahnsegmenten 12 abwäl- zen können. Die Antriebsscheibe 6, 7. 8 verhält sich dabei an ihren Zahnsegmenten 12 jeweils wie ein gedachtes Hohlrad, das durch eine gestrichelte Kreislinie angedeutet ist. Die Zahnsegmente 12 bilden auf diese Weise jeweils ein Teilhohlrad bzw. einen Teilabschnitt eines gedachten Hohlrads. In Figur 4 ist schematisch ein vergrößerter Ausschnitt einer Antriebsscheibe 6, 7. 8 an einem Zahnsegment 12 im Eingriff mit einem Planetenrad 4 dargestellt. Der Öffnungswinkel y bestimmt Länge und Dauer des Eingriffs der Planetenräder 4 mit der Antriebsscheibe 6, 7, 8 während des Umlaufs. Er ist derart gestaltet, dass die Antriebsscheibe 6. 7, 8 zu jedem Zeitpunkt ihrer Kreisschiebebewegung an zumindest zwei Zahnsegmenten 12 jeweils mit einem Planetenrad 4 in Eingriff steht. Dadurch ist die Antriebsscheibe 6. 7, 8 zu jedem Zeitpunkt ihrer Bewegung bestimmt angeordnet. Hierzu ist der Öffnungswinkel γ in Abhängigkeit von der Anzahl der anzutreibenden Pianetenräder 4, der Länge der Eingriffslinie AC von Einlaufpunkt A bis Wälzpunkt C zwischen der Außenverzahnung der Pianetenräder 4 und der Innenverzahnung der Zahnsegmente 12. dem Kopfkreisdurchmes- ser und dem Wälzkreisdurchmesser m der Innenverzahnung der Zahnsegmen
Figure imgf000013_0002
te 12 ausgestaltet (Figur 4). Dabei gilt
Figure imgf000013_0001
Im Ausfuhrungsbeispiel ist die Innenverzahnung der Zahnsegmente 12 mit einem Öff- nungswinkel γ von etwa 200° ausgeführt.
Zur Reduzierung der Masse bzw. des Gewichts der Antriebsscheibe 6, 7, 8 sind in Umfangsrichtung zwischen den Zahnsegmenten 12 am Außenumfang Aussparungen 16 (Figur 3)vorgesehen, die jeweils eine konkave bogenförmige Wölbung bilden Zur weiteren Masse- bzw. Gewichtsreduzierung sind in einem radial mittleren Bereich zwischen den Aussparungen 16 radial außen und den Aufnahmeöffnungen 13 radial innen kreisrunde Durchganglöcher 17 ausgebildet.
Bezuglszeichenlieft
1 Zentralwelte
2 Hohlrad
3 Hohlrad
4 Planetenrad
5 Planetenradträger
6 Antriebsscheibe
7 Antriebsscheibe
8 Antriebsscheibe
9 Exzenter
10 Exzenter
11 Exzenter
12 Zahnsegment
13 Aufnahmeöffnung
14 Kreislinie
15 Mittelachse
16 Aussparung
17 Durchgangsioch
δ Winkel
γ Öffnungswinkel
AC Eingriffslänge
A Einiaufpunkt
C Wälzpunkt
Kopfkreisdurchmesser
Figure imgf000014_0001
Wälzkreisdurchmesser
Figure imgf000014_0002

Claims

Patentansprüche
1 . Kreisschiebeplanetenradgetriebe mit einer Zentralwelle (1), einem gehäusefest angeordneten ersten Hohlrad (2): einem Satz Pianetenräder (4). einem drehbar abgestützten Planetenradträger (5), auf dem die Pianetenräder (4) gelagert sind, und mehreren axial hintereinander angeordneten Antriebsscheiben (6, 7, 8) zum Antrieb der Pianetenräder (4), wobei die Antriebsscheiben (6, 7, 8) zur Ausführung einer Kreisschiebebewegung exzentrisch auf der Zentralwelle (1) gelagert sind, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein koaxial zum ersten Hohlrad (2) drehbar gelagertes zweites Hohlrad (3) vorgesehen ist und die Planetenräder (4) jeweils an einem ersten axialen Abschnitt mit dem ersten Hohlrad (2) und an einem zweiten axialen Abschnitt mit dem zweiten Hohirad (3) in Eingriff stehen, wobei die Antriebsscheiben (6, 7, 8) jeweils zum Eingriff mit den Planetenrädern (4) am Außenumfang konkave kreisbogenförmige Zahnsegmente (12) mit einer Innenverzahnung bilden und die Pianetenräder (4) und die Antriebsscheiben (6, 7, 8) in dem von den Hohlrädern (2, 3) radial umschlossenen Bauraum angeordnet sind.
2. Kreisschiebepianetenradgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Pianetenräder (4) jeweils eine axial durchgehende Außenverzahnung zum Eingriff in das erste und zweite Hohlrad (2, 3) aufweisen. 3. Kreisschiebepianetenradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass erstes und zweites Hohirad (2,
3) an überlappenden axialen Endabschnitten radial gelagert aufeinander abgestützt sind.
4. Kreisschiebeplanetenradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Hohirad (2), die Pianetenräder (4) und die Antriebs« Scheiben (8: 7, 8) eine erste Getriebestufe mit einer ersten Teilübersetzung (i1) und das zweite Hohlrad (3) und die Planetenräder (4) eine zweite Getriebestufe mit einer zweiten Teilübersetzung (i2) bilden, wobei die erste Teilübersetzung (i1) größer ist als die zweite Teilübersetzung (i2)
5. Kreisschiebeplanetenradgetrtebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4; dadurch gekennzeichnet, dass eine Gesamtübersetzung (i) erreicht wird, die größer ist als 200: wobei keine Selbsthemmung auftritt.
6. Kreisschiebeplanetenradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet dass die Zähnezahl (ZH2) des zweiten Hohlrads (3) größer ist als die die Zähnezahl (ZH1) des ersten Hohlrads (2).
7. Kreisschiebeplanelenradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6. dadurch ge- kennzeichnet dass die Antriebsscheiben (6, 7, 8) bei Ausführung der Kreisschiebebewegung zu jedem Zeitpunkt jeweils mit zumindest zwei Planetenrädern (4) in Eingriff stehen.
8. Kreisschiebeplanetenradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch ge- kennzeichnet, dass die Antriebsscheiben (6. 7, 8} jeweils zum Eingriff mit den
Planetenrädern (4) am Außenumfang konkave kreisbogenförmige Zahnsegmente (12) mit einer Innenverzahnung bilden, wobei die Innenverzahnungen von in Um- fangsrichtung aufeinanderfolgenden Zahnsegmenten (12) einen von der jeweiligen Position (j) der Zahnsegmente (12) abhängigen Zahnversatz um einen vorbe- stimmten Winkel (δj) zueinander aufweisen.
9. Kreisschiebeplanetenradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet dass der Zahnversatz der Innenverzahnungen der in Umfangsrich- tung aufeinanderfolgenden Zahnsegmente (12) durch einen von der jeweiligen Po- srtion (j) der Zahnsegmente (12), der Zähnezahl (ZH1) des ersten Hohlrads (2). der Zähnezah! (ZEx) der Innenverzahnung der Zahnsegmente (12), der Anzahl (PAnz) der Planetenräder (4) und von der ersten Teilübersetzung <i«) abhangigen Winkel (δj) bestimmt ist, wobei gilt
Figure imgf000016_0001
10 Kreisschiebeplanetenradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet dass die Antriebsscheiben (6, 7, 8} jeweils zum Eingriff mit den Planetenrädern (4) am Außenumfang konkave kreisbogenförmige Zahnsegmente (12) mit Innenverzahnungen bilden, die jeweils einen vorbestimmten Öffnungswinkel (Y) aufweisen, der in Abhängigkeit von der Anzahl (PAnz) der Planetenräder (4), der Länge der Eingriffslinie (AC) von ihrem Einlaufpunkt (A) bis zu ihrem Wälzpunkt (C) zwischen der Außenverzahnung der Planetenräder (4) und der Innenverzahnung der Zahnsegmente (12) und in Abhängigkeit von Kopfkreis- und Wälzkreisdurchmesser
Figure imgf000017_0002
der Innenverzahnung der Zahnsegmente (12) bestimmt ist, wobei gilt
U U
Figure imgf000017_0001
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