WO2021255059A1 - Getriebe für einen walzwerksantrieb, walzwerksantrieb mit einem getriebe sowie die verwendung des getriebes als walzwerksgetriebe - Google Patents

Getriebe für einen walzwerksantrieb, walzwerksantrieb mit einem getriebe sowie die verwendung des getriebes als walzwerksgetriebe Download PDF

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tooth
gear mechanism
gears
gear
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Markus Cramer
Jan Steinseifer
Klaus Lazzaro
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
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    • F16H55/08—Profiling
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H55/08—Profiling
    • F16H2055/0893—Profiling for parallel shaft arrangement of toothed members

Definitions

  • Gear for a rolling mill drive rolling mill drive with a gear and the use of the gear as a rolling mill gear.
  • the invention relates to a gear for a rolling mill drive, a rolling mill drive with a gear and the use of the gear as a rolling mill gear.
  • asymmetrical toothing It is basically known in the prior art to provide transmissions with asymmetrical toothing.
  • the principle of asymmetrical toothing is based on different flank pressure angles of each tooth of the toothing. This measure is intended to increase the load-bearing capacity and smoothness of the transmission. Due to a targeted increase in the pressure angle of the tooth flanks on the tensile side of the tooth, the tooth root stresses and Hertz ' occurring on this side are seen Reduced pressures. This contact tension between the mutually engaged tooth flanks is dependent on the tooth curvature radii of the respective tooth flanks.
  • the invention is based on the object of providing a transmission for a rolling mill drive which is improved in terms of smoothness and load-bearing capacity compared to the transmissions according to the prior art. In particular, a significant increase in the load-bearing capacity of the transmission is to be achieved.
  • the object is achieved by a transmission with the features of claim 1, by a rolling mill drive with the features of claim 7 and by the use of the transmission according to claim 8.
  • a gear for a rolling mill drive which has at least one involute Spur gear teeth between at least two meshing gears with asymmetrical teeth, the normal pressure angle a n of the load-bearing tooth flanks of the gears greater than 20 ° and less than or equal to 30 ° and the normal pressure angle a n of the back flanks of the gears greater than or equal to 14 ° and less than 22 ° is.
  • the load-bearing flank of the gears which is also referred to below as the working flank, is the flank that leads the tooth of the driving gear in the direction of rotation and is under tensile stress
  • the back flank of the tooth is the flank that is on the driving gear in the direction of rotation of the gear lags behind and which is under compressive stress.
  • the load-bearing flank of the tooth is that flank which is in engagement with the load-bearing flank of the tooth of the driving gear, that is to say which faces it. This tooth flank is under tensile stress when engaged.
  • the inventors of the present application have defined special geometric influencing parameters that were used to optimize an asymmetrical toothing profile specifically for use in rolling mill gears.
  • the target value ranges of the optimization profile are defined by the following eight inequalities:
  • the target areas ensure compliance with the profile overlap, compliance with the minimum tooth tip thickness and compliance with the minimum tip clearance. Furthermore, compliance with the asymmetrical tooth profile is required and the generation of interference problems is excluded. With these specifications, the asymmetrical tooth profile is optimally adapted to the load situation in continuously operated rolling mill drive trains.
  • the tooth gap profile have an elliptical tooth root rounding. An elliptical transition between the involute of the tooth flanks and the tooth root area results in a further significant increase in the tooth root load-bearing capacity.
  • the normal pressure angle a n of the load-bearing tooth flanks is between 25 ° and 28 ° and the normal pressure angle a n of the rear flanks is between 18 ° and 22 °. It is furthermore advantageous and expedient if the head height factor of the reference profile of the load-bearing tooth flanks of the gearwheels is between 1 and 1.2. The head height factor of the reference profile gives the tooth head height in millimeters as a factor of the normal module.
  • the root height factor of the reference profile of the gears is between 1.2 and 1.4.
  • the root height factor of the reference profile multiplied by the normal module of the toothing results in the height of the tooth root in millimeters.
  • the normal module of the gears is expediently between 16 and 40 mm.
  • Another aspect of the invention relates to a rolling mill drive with a transmission with at least one of the features described above.
  • the invention relates to the use of a transmission with one or more of the features described above as a rolling mill transmission.
  • Figure 1 a is a schematic representation of the tooth profile shapes of a symmetrical and an asymmetrical toothing
  • FIG. 1b shows a schematic representation of the loading behavior of intermeshing teeth of an asymmetrical toothing, with the tensile stress at point A of tooth 2 in the upper representation and the Compressive stress is shown at the same point A,
  • Figure 1c compares the differences between the tooth stress according to known theoretical calculation bases and the actual stress behavior according to the inventors of this application carried out their own investigations
  • Figure 2 is a schematic representation of an involute spur gear between two meshing gears of a transmission of a rolling mill drive
  • Figure 3 is a schematic representation of two in engagement
  • FIG. 4 shows a schematic representation of the elliptical tooth root rounding of the load-bearing tooth flank of a tooth profile according to the invention.
  • FIG. 1a shows schematically the profile of an individual tooth 2 of a gearwheel 3, the left illustration in FIG. 1a showing a symmetrical tooth profile and the right illustration in FIG. 1a showing an asymmetrical tooth profile.
  • the left tooth flank is referred to below as the rear flank 4, while the right tooth flank is referred to as the load-bearing tooth flank 5.
  • FIGS. 1b and 1c An analysis of the draft standard for the geometry and load-bearing capacity of asymmetrical gears presented in research project number 2141 X by the inventors has shown that the research results known so far do not adequately reflect the actual stress behavior of the tooth flanks.
  • FIGS. 1b and 1c Both representations illustrate mutually engaged gears 3 and, in thin lines, the stress curve of the mutually engaged tooth flanks of teeth 1, 2. In the upper illustration, the tensile stress on tooth 2 at point A is considered, whereas in the lower illustration the compressive stress on the tooth at point A.
  • the graph on the left shows the theoretical course of stress resulting from the draft standard calculation according to the research project, whereas the graph on the right compares the equivalent stress according to the Mises hypothesis and the actually determined stress behavior of the tooth flanks.
  • the actual stress behavior is shown with the lighter graph.
  • the maximum of the compressive stress at point A according to the lower representation in FIG. 1b and the maximum of the tensile stress at point A according to the upper representation 1b correspond to the actually occurring stresses according to the investigations on which the invention is based. It follows from this that the exclusive consideration of the maximum of the Mises stress (left graph in FIG. 1c) is not a sufficient criterion for assessing strength.
  • FIG. 3 shows an inventive involute spur gear toothing of two meshing gears 3, the gear 3 shown at the top in FIG. 3 being the driving gear and the gear shown at the bottom in FIG. 3 being the driven gear.
  • the normal pressure angle a n of the load-bearing tooth flanks 5 of the driving gear is 26 ° in this exemplary embodiment, whereas the normal pressure angle a n of the rear flank 4 of this gear wheel is 18 °.
  • a geometry Among other things, it has proven to be particularly advantageous on an asymmetrical involute spur gear toothing of a gear 6 for a rolling mill drive.
  • Such a transmission 6 as a large transmission with a normal module m between 16 and 40 mm is shown in FIG.
  • an increase in torque of at least 12% can be achieved.
  • FIG. 7 An advantageous embodiment of the tooth root rounding 7 is shown in FIG. In this way, a further increase in the tooth root load-bearing capacity can be achieved.
  • the tooth profile is provided with an elliptical transition between the involute and the tooth root area.

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  • Mechanical Engineering (AREA)
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Abstract

Die Erfindung betrifft Getriebe (6) für einen Walzwerksantrieb umfassend wenigstens eine Evolventen-Stirnradverzahnung zwischen wenigstens zwei in Eingriff stehenden Zahnrädern (3) mit asymmetrischer Verzahnung, dadurch gekennzeichnet, dass der Normaleingriffswinkel der lasttragenden Zahnflanken (5) der Zahnräder (3) größer 20° und kleiner oder gleich 30° und der Normaleingriffswinkel der Rückflanken (4) der Zahnräder größer oder gleich 14° und kleiner als 22° ist. Die Erfindung betrifft weiterhin einen Walzwerksantrieb mit einem solchen Getriebe (6) sowie eine Verwendung des Getriebes (6) als Walzwerksgetriebe.

Description

Getriebe für einen Walzwerksantrieb, Walzwerksantrieb mit einem Getriebe sowie die Verwendung des Getriebes als Walzwerksgetriebe.
Die Erfindung betrifft ein Getriebe für einen Walzwerksantrieb, einen Walzwerksantrieb mit einem Getriebe sowie die Verwendung des Getriebes als Walzwerksgetriebe.
Eine Vielzahl von Antriebskomponenten in Walzwerken, insbesondere Antriebskomponenten von Walzwerken für metallene Flachprodukte werden ohne Änderung der Dreh- oder Lastrichtung betrieben. Es ist Stand der Technik, die Verzahnungen im Antriebsstrang von Walzwerken symmetrisch auszuführen. Die Symmetrie bezieht sich auf die Flankenwinkel der Zähne. Üblicherweise werden sowohl die lasttragende Flanke (Arbeitsflanke) als auch die unbelastete Flanke (Rückflanke) der Zahnräder mit einen Normaleingriffswinkel (an gleich 20°) ausgeführt.
Eine solche symmetrische Verzahnung bei Getrieben, die nur in einer Drehrichtung betrieben werden, ist mit dem Nachteil behaftet, dass jeweils immer die gleichen Arbeitsflanken der Zahnräder während einer Umdrehung belastet werden. Durch die jeweils einseitige Belastung nur einer Zahnflanke wird das vollständige Potenzial des Getriebes im Hinblick auf dessen Leistungsdichte nur unzureichend ausgenutzt.
Es ist grundsätzlich im Stand der Technik bekannt, Getriebe mit asymmetrischen Verzahnungen zu versehen. Das Prinzip der asymmetrischen Verzahnung beruht auf unterschiedlichen Flanken-Eingriffswinkeln jeweils eines Zahns der Verzahnung. Durch diese Maßnahme soll eine Steigerung der Tragfähigkeit und Laufruhe des Getriebes erzielt werden. Aufgrund einer gezielten Erhöhung des Eingriffswinkels der Zahnflanken auf der zugbeanspruchten Seite des Zahns werden die auf dieser Seite auftretenden Zahnfußspannungen und Hertz' sehen Pressungen reduziert. Diese Kontaktspannung zwischen den miteinander in Eingriff befindlichen Zahnflanken ist abhängig von den Zahnkrümmungsradien der jeweiligen Zahnflanken.
Weiterhin ist aus dem Stand der Technik bekannt Getriebe mit Evolventen Verzahnung auszubilden. Bei einer Evolventen Verzahnung verläuft die von den Zahnflanken aufeinander ausgeübte Kraft normal zum Zahnradprofil und tangential zu den Grundkreisdurchmessern beider Zahnräder durch den sogenannten Wälzpunkt. Bei Evolventen Verzahnungen wird zwischen Verzahnungen mit oder ohne Profilverschiebung unterschieden. Eine Evolventen- Stirnradverzahnung mit Profilverschiebung ist beispielsweise aus der DE 2446 172 OS bekannt. Diese Druckschrift beschreibt eine Evolventen- Stirnradverzahnung zwischen zwei miteinander in Eingriff stehenden Zahnrädern, wobei sich die Größe der Profilverschiebung über die Zahnbreite linear ändert. Dadurch soll insbesondere erreicht werden, dass die Zahnflanken der miteinander in Eingriff gelangenden Zähne nicht schlagartig, sondern allmählich belastet werden.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe für einen Walzwerksantrieb bereitzustellen, welches hinsichtlich Laufruhe und Tragfähigkeit gegenüber den Getrieben gemäß Stand der Technik verbessert ist. Insbesondere soll eine signifikante Steigerung der Tragfähigkeit des Getriebes erreicht werden.
D. h., dass eine entsprechend hohe Festigkeit der Zahnräder bei einer entsprechend hohen Drehmomentübertragung erzielt werden soll.
Die Aufgabe wird gelöst durch ein Getriebe mit den Merkmalen des Anspruchs 1 , durch einen Walzwerksantrieb mit den Merkmalen des Anspruchs 7 und durch die Verwendung des Getriebes gemäß Anspruch 8.
Nach einem Gesichtspunkt der Erfindung wird ein Getriebe für einen Walzwerksantrieb bereitgestellt, das wenigstens eine Evolventen- Stirnradverzahnung zwischen wenigstens zwei in Eingriff stehenden Zahnrädern mit einer asymmetrischen Verzahnung umfasst, wobei der Normaleingriffswinkel an der lasttragenden Zahnflanken der Zahnräder größer 20° und kleiner oder gleich 30° und der Normaleingriffswinkel an der Rückflanken der Zahnräder größer oder gleich 14° und kleiner als 22° ist. Die lasttragende Flanke der Zahnräder, die im Folgenden auch als Arbeitsflanke bezeichnet wird, ist diejenige Flanke, die an dem Zahn des treibenden Zahnrades in Drehrichtung voreilt und unter Zugbeanspruchung steht, wohingegen die Rückflanke das Zahns diejenige Flanke ist, die an dem treibenden Zahnrad in Drehrichtung des Zahnrades nacheilt und die unter Druckspannung steht. Bei dem getriebenen Zahnrad ist die lasttragende Flanke des Zahns diejenige Flanke, die mit der lasttragenden Flanke des Zahns des treibenden Zahnrades in Eingriff steht, also diesem zugewandt ist. Diese Zahnflanke steht bei Eingriff unter Zugspannung.
In einem Forschungsvorhaben der Forschungsvereinigung Antriebstechnik e V. (FVA-Fleft Nr. 2141 X Normberechnung asymmetrischen Verzahnung, veröffentlicht am 30.6.2015) wird ein Normberechnungsentwurf zur Geometrie und Tragfähigkeit von asymmetrischen Verzahnungen vorgestellt. In dem Forschungsvorhaben Nummer 484 III der Forschungsvereinigung Antriebstechnik e.V. (FVA-Fleft Nummer 1126, veröffentlicht am 28. Februar 2015) wird eine Auslegungsmethodik für asymmetrische Stirnrad Verzahnungen vorgestellt, bei dem auf den Einfluss der Belastbarkeit von asymmetrischen Stirnrad- Verzahnungen zur Profilüberdeckung hingewiesen wird. Die Auslegungsempfehlung ist dahingehend, die Profilüberdeckung der asymmetrischen Verzahnung möglichst einer symmetrischen Referenzverzahnung anzupassen. In beiden Veröffentlichungen sowie auch in den dort genannten Literaturverweisen wird eine Steigerung der Tragfähigkeit aufgrund der Reduzierung der Zahnfußspannungen beschrieben. Diese Vorgehensweise ist allerdings mit dem Nachteil behaftet, dass für den numerischen Festigkeitsnachweis der einzelnen Parameterstudien lediglich auf die Vergleichsspannungen nach der Mises-Hypothese (GEH) zurückgegriffen wurde. Bei dieser Art der Vergleichsspannung gehen die Informationen der Wirkrichtung, der Spannungskomponenten und auch deren Vorzeichen (Zug- oder Druckspannung) verloren. Weitaus kritischer fällt der Aspekt einer rein statischen Belastung bei der dort beschriebenen Modellbetrachtung ins Gewicht. Anhand dieser statischen Betrachtungsweise kann zwar die betragsmäßig maximal auftretende Spannung ermittelt werden, nicht aber die Aufteilung der während des Eingriffszyklus der Zahnräder maximal auftretenden Spannungsamplitude und der Mittelspannung. Insbesondere die Spannungsamplitude hat einen maßgeblichen Einfluss auf die zyklische Biegebeanspruchung und somit auch auf die Bauteilfestigkeit.
Die Erfinder der vorliegenden Anmeldung haben besondere geometrische Einflussparameter definiert, die zur Optimierung eines asymmetrischen Verzahnungsprofils speziell für die Anwendung in Walzwerksgetrieben verwendet wurden. Die Zielwertbereiche des Optimierungsprofils sind durch folgende acht Ungleichungen definiert:
Figure imgf000007_0001
Wobei:
Figure imgf000007_0002
Figure imgf000008_0001
Die Zielbereiche stellen die Einhaltung der Profilüberdeckung, die Einhaltung der minimalen Zahnkopfdicke und die Einhaltung des minimalen Kopfspiels sicher. Des Weiteren wird die Einhaltung des asymmetrischen Zahnprofils gefordert und die Erzeugung von Eingriffsstörungen ausgeschlossen. Durch diese Vorgaben wird das asymmetrische Zahnprofil optimal an die Belastungssituation in kontinuierlich betriebenen Walzwerksantriebssträngen angepasst.
Daraus ergibt sich erfindungsgemäß ein optimales asymmetrisches Zahnprofil, wenn der Normaleingriffswinkel der lasttragenden Zahnflanken der Zahnräder größer 20° und kleiner oder gleich 30° und der Normaleingriffswinkel der Rückflanken der Zahnräder größer oder gleich 14° und kleiner als 22°, bevorzugt größer oder gleich 14° und kleiner als 20° ist. Bei einer besonders bevorzugten Variante des Getriebes gemäß der Erfindung ist vorgesehen, dass das Zahnlückenprofil eine elliptische Zahnfußrundung aufweisen. Durch einen elliptischen Übergang zwischen den Evolventen der Zahnflanken und dem Zahnfußbereich ergibt sich eine weitere signifikante Steigerung der Zahnfußtragfähigkeit.
Bei einerweiteren vorteilhaften Variante des Getriebes gemäß der Erfindung ist vorgesehen, dass der Normaleingriffswinkel an der lasttragenden Zahnflanken zwischen 25° und 28° und der Normaleingriffswinkel an der Rückflanken zwischen 18° und 22° beträgt. Es ist weiterhin vorteilhaft und zweckmäßig, wenn der Kopfhöhenfaktor des Bezugsprofils der lasttragenden Zahnflanken der Zahnräder zwischen 1 und 1 ,2 beträgt. Der Kopfhöhenfaktor des Bezugsprofils ergibt als Faktor des Normalmoduls die Zahnkopfhöhe in Millimetern.
Bei einerweiteren vorteilhaften Variante des Getriebes der Erfindung beträgt der Fußhöhenfaktor des Bezugsprofils der Zahnräder zwischen 1,2 und 1,4. Der Fußhöhenfaktor des Bezugsprofils ergibt multipliziert mit dem Normalmodul der Verzahnung die Flöhe des Zahnfußes in Millimetern.
Zweckmäßigerweise beträgt das Normalmodul der Zahnräder zwischen 16 und 40 mm.
Ein weiterer Gesichtspunkt der Erfindung betrifft einen Walzwerksantrieb mit einem Getriebe mit wenigstens einem der vorstehend beschriebenen Merkmale. Schließlich betrifft die Erfindung die Verwendung eines Getriebes mit einem oder mehrerer der vorstehend beschriebenen Merkmale als Walzwerksgetriebe.
Die Erfindung wird nachstehend unter Bezugnahme auf die in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispiele erläutert.
Es zeigen:
Figur 1 a eine schematische Darstellung der Zahnprofilformen einer symmetrischen und einer asymmetrischen Verzahnung,
Figur 1b eine schematische Darstellung des Beanspruchungsverhaltens ineinandergreifender Zähne einer asymmetrischen Verzahnung, wobei in der oberen Darstellung die Zugbeanspruchung an der Stelle A des Zahns 2 und in der unteren Darstellung die Druckbeanspruchung an der gleichen Stelle A dargestellt ist,
Figur 1c die Unterschiede zwischen der Zahnbeanspruchung gemäß bekannter theoretischer Berechnungsgrundlagen und das tatsächliche Beanspruchungsverhalten gemäß von den Erfindern dieser Anmeldung durchgeführter eigener Untersuchungen, gegenüberstellt,
Figur 2 eine schematische Darstellung einer Evolventen-Stirnradverzahnung zwischen zwei in Eingriff miteinander stehenden Zahnrädern eines Getriebes eines Walzwerksantriebs,
Figur 3 eine schematische Darstellung zweier in Eingriff stehender
Zahnräder einer asymmetrischen Evolventen-Stirnradverzahnung gemäß der Erfindung und
Figur 4 eine schematische Darstellung der elliptischen Zahnfußrundung der lasttragenden Zahnflanke eines Zahnprofils gemäß der Erfindung.
Figur 1a zeigt schematisch das Profil eines einzelnen Zahns 2 eines Zahnrades 3 wobei die linke Darstellung in Figur 1a ein symmetrisches Zahnprofil und die rechte Darstellung in Figur 1a ein asymmetrisches Zahnprofil zeigt. Die jeweils linke Verzahnungsflanke wird im Folgenden als Rückflanke 4 bezeichnet, die rechte Verzahnungsflanke hingegen als lasttragende Zahnflanke 5.
Eine Analyse des in dem Forschungsvorhaben Nummer 2141 X vorgestellten Normberechnungsentwurfs zur Geometrie und Tragfähigkeit von asymmetrischen Verzahnungen durch die Erfinder hat ergeben, dass die bisher bekannten Forschungsergebnisse das tatsächliche Beanspruchungsverhalten der Zahnflanken nicht hinreichend wiedergeben. Eine entsprechende Gegenüberstellung ist in den Figuren 1b und 1c gezeigt. Beide Darstellungen veranschaulichen miteinander in Eingriff befindliche Zahnräder 3 und in dünnen Linien den Spannungsverlauf der miteinander in Eingriff befindlichen Verzahnungsflanken der Zähne 1, 2. Betrachtet wird in der oberen Darstellung die Zugbeanspruchung des Zahns 2 an der Stelle A, wohingegen in der unteren Darstellung die Druckbeanspruchung des Zahns an der Stelle A betrachtet wird.
In Figur 1c zeigt der linke Graph den theoretischen Beanspruchungsverlauf, der sich aus dem Normberechnungsentwurf gemäß Forschungsvorhaben ergibt, wohingegen der rechte Graph die Vergleichsspannung nach der Mises Hypothese und das tatsächlich ermittelte Beanspruchungsverhalten der Zahnflanken einander gegenüberstellt. Das tatsächliche Beanspruchungsverhalten ist mit dem helleren Graphen dargestellt. Das Maximum der Druckspannung an der Stelle A gemäß unterer Darstellung in Figur 1b und das Maximum der Zugbeanspruchung an der Stelle A gemäß oberer Darstellung 1b entsprechen den tatsächlich auftretenden Beanspruchungen gemäß den der Erfindung zugrunde liegenden Untersuchungen. Daraus ergibt sich, dass die ausschließliche Betrachtung des Maximums der Mises Spannung (linker Graph in Figur 1c) kein ausreichendes Kriterium zur Festigkeitsbewertung ist. Der Richtungseinfluss und die Wirkung der Spannung (Zug/Druck) sowie das instationäre Verhalten über den Zahneingriff ist zu berücksichtigen. Bei kleinen Zahnlücken, d. h. bei extremen Eingriffswinkelkombinationen sind Koppelungseinflüsse der Nachbarzähne über den Zahneingriff zu beobachten, die die Doppelamplitude der Zahnfußspannungen erhöhen und somit die Tragfähigkeit reduzieren.
Figur 3 zeigt eine erfindungsgemäß optimierte Evolventen-Stirnradverzahnung zweier miteinander in Eingriff stehender Zahnräder 3, wobei das in Figur 3 oben dargestellte Zahnrad 3 das treibende Zahnrad ist und dass in Figur 3 unten dargestellte Zahnrad das getriebene Zahnrad ist. Der Normaleingriffswinkel an der lasttragenden Zahnflanken 5 des treibenden Zahnrades beträgt bei diesem Ausführungsbeispiel 26°, wohingegen der Normaleingriffswinkel an der Rückflanke 4 dieses Zahnrades 18° beträgt. Erfindungsgemäß hat sich eine solche Geometrie u.a. an einer asymmetrischen Evolventen-Stirnradverzahnung eines Getriebes 6 für einen Walzwerksantrieb als besonders vorteilhaft erwiesen. Ein solches Getriebe 6 als Großgetriebe mit einem Normalmodul m zwischen 16 und 40 mm ist in Figur 2 dargestellt. Mit dem erfindungsgemäßen Zahnprofil lässt sich eine Drehmomentsteigerung von wenigstens 12 % erreichen.
Eine vorteilhafte Ausgestaltung der Zahnfußrundung 7 ist in Figur 4 dargestellt. Flierdurch lässt sich eine weitere Steigerung der Zahnfußtragfähigkeit erzielen.
Wie dies in gestrichelten Linien angedeutet ist, ist erfindungsgemäß das Zahnprofil mit einem elliptischen Übergang zwischen der Evolvente und dem Zahnfußbereich versehen.
Bezugszeichenliste 1,2 Zähne
3 Zahnrad
4 Rückflanke
5 lasttragende Zahnflanke
6 Getriebe 7 Zahnfußrundung

Claims

Patentansprüche
1. Getriebe (6) für einen Walzwerksantrieb umfassend wenigstens eine Evolventen-Stirnradverzahnung zwischen wenigstens zwei in Eingriff stehenden Zahnrädern (3) mit asymmetrischer Verzahnung, dadurch gekennzeichnet, dass der Normaleingriffswinkel der lasttragenden Zahnflanken (5) der Zahnräder (3) größer 20° und kleiner oder gleich 30° und der Normaleingriffswinkel der Rückflanken (4) der Zahnräder größer oder gleich 14° und kleiner als 22° ist.
2. Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens das Zahnlückenprofil (7) der Zahnräder (3) eine elliptische Zahnfußrundung aufweist.
3. Getriebe nach einem der Ansprüchl oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Normaleingriffswinkel der lasttragenden Zahnflanken (5) zwischen 25 und 28° und der Normaleingriffswinkel der Rückflanken (4) zwischen 15 und 21° beträgt.
4. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Kopfhöhenfaktor des Bezugsprofils der lasttragenden Zahnflanken (5) der Zahnräder (3) zwischen 1 und 1 , 2 beträgt.
5. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Fußhöhenfaktor des Bezugsprofils der lasttragenden Zahnflanken (5) der Zahnräder (3) zwischen 1 ,2 und 1 ,4 beträgt.
6. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Normalmodul m der Zahnräder (3) zwischen 16 und 40 mm beträgt.
7. Walzwerksantrieb mit einem Getriebe (6) mit den Merkmalen wenigstens eines der Ansprüche 1 bis 6.
8. Verwendung eines Getriebes (6) mit den Merkmalen eines der Ansprüche 1 bis 7 als Walzwerksgetriebe.
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