WO2023011894A1 - Stirnradgetriebe - Google Patents

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WO2023011894A1
WO2023011894A1 PCT/EP2022/069977 EP2022069977W WO2023011894A1 WO 2023011894 A1 WO2023011894 A1 WO 2023011894A1 EP 2022069977 W EP2022069977 W EP 2022069977W WO 2023011894 A1 WO2023011894 A1 WO 2023011894A1
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WO
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inner housing
pinion
shaft
axial
spur gear
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Application number
PCT/EP2022/069977
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English (en)
French (fr)
Inventor
Tobias Stolz
Peter Vogel
Medardus ELSÄSSER
Felix JAHNKE
Joachim Rasch
Original Assignee
Voith Patent Gmbh
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Publication date
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Definitions

  • the present invention relates to a spur gear with at least two toothed spur gears according to the preamble of claim 1 .
  • Spur gears of the generic type are known, for example, from WO 2012/028231 A1, WO 2015/177332 A1, WO 2017/207215 A1 and WO 2017/072211 A1.
  • Such spur gears are used, for example, to drive compressor stages in the petrochemical, oil and gas industries, refrigeration technology, air separation plants, steel production and geothermal energy.
  • the present invention relates to both spur gears with only two shafts, one of which carries a large wheel and the other, for example, a pinion, as well as spur gears with three or more shafts, one of which carries a large wheel and the others each a pinion or carry an idler gear, such idler gear being able to operate to drive a pinion located further away from the large gear.
  • the more pinion shafts are provided, the more compressor stages or compressors can be driven via the spur gear, for example by means of a single drive or with multiple drives.
  • At least one electric motor and/or a gas turbine or steam turbine can be considered as the drive.
  • the drive takes place on the shaft of the large wheel or an intermediate wheel, but a drive on a shaft of a pinion is also possible.
  • the housings of generic spur gears have an inner housing, also called a casing, which tightly encloses the gears.
  • the wrapping can be complete or partial.
  • the inner housing or the casing is in turn mounted in an outer housing and is of this enclosed.
  • the inner casing and/or the outer casing comprise one or more horizontal parting lines.
  • Inner housings or even outer housings without horizontal parting lines can also be provided. If necessary, vertical parting joints are also provided.
  • WO 91/05965 A1 discloses a spur gear with such an inner housing and a coolant injection in the area of the gear meshing.
  • the shafts are usually stored in the outer housing.
  • the teeth of the spur gears are lubricated and/or cooled, for which purpose appropriate lubricant or lubricant injections can be provided.
  • openings can be provided in the inner housing, through which the lubricant and/or coolant flows into the space between the wall of the inner housing and the wall of the outer housing and then drains into a sump in the outer housing .
  • a flow of coolant may also be directed across the surface of the inner housing wall or through channels within the inner housing wall to remove heat.
  • axial/radial bearings When storing the shafts in the outer housing, conventional axial/radial bearings have been proposed, with a corresponding axial/radial bearing combination being provided for each shaft.
  • the axial bearing in the housing can also be dispensed with for a pinion shaft and instead the pinion shaft can be mounted relative to the axial direction via a support on the adjacent shaft, in particular on the large wheel.
  • pressure comb bearings are used for this.
  • Such pressure comb bearings have a pressure comb, which is disk-shaped and protrudes radially beyond the pinion and rests laterally on the large gear or a thrust ring provided in addition to the large gear or on the large gear in order to transmit axial forces.
  • the contact area is in particular lubricated and can form a lubricating wedge.
  • pressure comb bearings are described, for example, in DE 30 22 020 C2, DE 40 17 226 A1, DE 42 39 131 A1, DE 42 41 141 A1 and DE 102010 015 724 A1, here also in connection with compressor transmissions, which then, however, due to the special bearing arrangement only have an outer housing without a separate inner housing, which is associated with correspondingly greater ventilation losses.
  • EP 0 592 803 B1 describes a spur gear for a multi-shaft turbo compressor with several compressor stages, the shafts being mounted in or on a gear housing, for example with magnetic bearings, on the outside of which an outer housing is connected, which together with the gear housing encloses an inner housing which together forms flow-guiding channels for the compressor stages with the impellers arranged in the inner casing.
  • a gear housing for example with magnetic bearings, on the outside of which an outer housing is connected, which together with the gear housing encloses an inner housing which together forms flow-guiding channels for the compressor stages with the impellers arranged in the inner casing.
  • the axial bearing of the pinion shafts they either have their own axial bearing in the compressor housing, for which purpose a magnetic bearing is particularly proposed, or balancing pistons are provided, which serve to compensate for axial thrusts.
  • the arrangement of the compressor stages is preferably such that axial thrusts from the various compressor stages cancel each other out.
  • JP H09-144 855 A the figures of which disclose individual features of the invention.
  • the remaining axial thrust of pressure ridges via the large gear is absorbed by the axial thrust bearing of the large gear shaft.
  • the pressure ridges are freely positioned in the relatively large interior of the gear housing on the corresponding pinion shaft next to the radial magnetic bearings.
  • a disadvantage of the known embodiments is that they still have a comparatively large power loss, which is mainly generated by ventilation and bearing losses as well as friction losses.
  • the mentioned arrangement of the pressure ridges on the pinion shaft again leads to an increase in power loss, which at least partially nullifies the reduction in power loss achieved in comparison to individual axial bearings of the shafts in the outer housing.
  • the present invention is therefore based on the object of specifying a spur gear which is further optimized in terms of its efficiency by reducing power loss.
  • a spur gear according to the invention has at least two toothed spur gears, each arranged on a shaft, the teeth of which mesh with one another in pairs.
  • three or more spur gears are provided, each with its own shaft.
  • the spur gears each have a radially outer circumference (or circumferential surface) in which the toothing is arranged, and two axial sides facing away from one another.
  • the spur gears are surrounded by an inner housing over the largest part of their radially outer circumference and over the largest part of their axial sides facing away from one another.
  • the inner housing encloses the Spur gears comparatively narrow, so that the wall of the inner housing follows the contour of the spur gears and a gap remains in the radial direction and preferably also in the axial direction between the wall of the inner housing and the outer contour of the spur gears, which is preferably less than one tenth, particularly preferably less than one Twentieth of the diameter of the respective spur gear.
  • the inner housing is in turn completely surrounded by an outer housing which is arranged separately from this and is mounted in the outer housing, which means that the outer housing supports the inner housing.
  • the shafts are also stored in the outer housing.
  • the inner housing is thus positioned between the shaft bearing and advantageously at an axial distance from it, in relation to the axial direction of the shaft axes of rotation, and the spur gears, with the distance between the inner housing and the spur gears in the axial direction on both axial sides generally being smaller than the stated axial distance the shaft bearing is.
  • At least a first of the spur gears is mounted in the outer housing via its shaft with an axial bearing or axial-radial bearing and at least a second of the spur gears is mounted via a pressure comb bearing in one or both axial directions of its shaft against the first of the spur gears.
  • the axial bearing of the second spur gear takes place via the first spur gear and there is no need for an axial bearing of the second spur gear in the housing.
  • the pressure comb bearing is at least partially positioned within the inner housing and is at least partially covered radially on the outside by the inner housing.
  • the spur gears are preferably at least one large wheel and at least one pinion meshing with the large wheel.
  • a single large wheel and a single pinion are provided.
  • At least two pinions are provided, which mesh with the large wheel, for example directly.
  • At least one pinion meshes directly with the large wheel and at least one other pinion meshes with the large wheel via an intermediate wheel.
  • the at least one pinion can be mounted with a respective pressure collar bearing against the large gear so that it is axially supported, the pressure collar bearing comprising a pressure collar or preferably two pressure collars which is/are arranged on one axial side of the pinion or on one axial side of the pinion in each case, protrudes/protrudes beyond the pinion in the radial direction and is/are supported directly or indirectly against the large wheel in the axial direction.
  • indirect support for example, am Large wheel or provided next to the large wheel, a thrust ring on which a pressure collar is supported.
  • the thrust ring can in particular be part of the large wheel, in one piece or attached to the large wheel.
  • a lubricating gap with a wedge-shaped cross section can be provided between the thrust ring and the pressure collar in order to form a type of hydrodynamic lubricating bearing, in particular an oil bearing.
  • the at least one pressure collar is preferably mounted next to the pinion on the shaft that carries the respective pinion and is supported in particular against a shaft collar of the shaft. A particularly reliable and precise axial positioning of the pressure collar can thus be achieved.
  • the pressure collar can also be designed in one piece with the pinion shaft.
  • the inner housing preferably covers the at least one pressure collar radially on the outside over a circumference of at least 120° or at least 180°.
  • a corresponding lateral surface is provided in the inner housing for this purpose. Additionally or alternatively, the lateral surface covers at least half the axial width and in particular the entire axial width of the pressure collar. The lateral surface can even protrude beyond the pressure ridge in the axial direction, on one side or on both sides.
  • a gap can preferably be provided in the radial direction between the lateral surface and the pressure collar, which gap corresponds at most to one tenth or at most to one twentieth of the diameter of the pressure collar. This means that particularly low ventilation losses can be achieved.
  • the inner housing completely encloses the at least one pressure collar in the circumferential direction with the aforesaid lateral surface in order to maximally reduce the power losses due to ventilation losses.
  • the pressure ridge or a slinger positioned axially next to the pressure ridge on the shaft may have a radially outwardly projecting, circumferential slinger edge to sling lubricant and/or coolant caught by the pressure ridge or the slinger radially outward. Therefore, this centrifugal edge is positioned in particular axially outside of the inner housing, which means that the lateral surface does not extend beyond the centrifugal edge in the axial direction.
  • Individual radial openings arranged at a distance from one another in the circumferential direction can be provided in the lateral surface in order to conduct cooling medium and/or lubricating medium into the space outside the inner housing.
  • Such radial openings are particularly useful when the throwing edge is covered by the lateral surface, but can also be used as ventilation openings independently of the throwing edge or in an embodiment in which the throwing edge is not covered in the radial direction by the inner housing or the lateral surface.
  • the at least one pressure collar is only covered by the inner housing on one axial side, in particular on the axial side facing the pinion. This allows a particularly large amount of lubricant or coolant to escape from the inner housing on the other axial side in order to reduce friction losses at the pressure collar.
  • the inner housing encloses the at least one pinion with (each) a pinion jacket surface that extends over a circumference of the pinion of at least 120° or at least 180° and in particular over its entire axial width.
  • the outer surface of the pinion can be positioned on a smaller radius than the outer surface covering the pressure collar, in each case related on a shaft axis of rotation of the shaft carrying the pinion or the pressure comb. In this way, particularly small radial gaps can be achieved between the inner housing and the pinion and the inner housing and the pressure collar.
  • the outer surface of the pinion and the outer surface that covers the pressure collar can be connected via a side part of the inner housing.
  • the side part can be arranged radially to the axis of rotation of the shaft.
  • the side part like the other areas of the inner housing, can be made of sheet metal.
  • the large wheel is axially covered laterally by a large wheel side part, which is designed in one piece with a web extending radially to the axis of rotation of the shaft on the lateral surface and/or in one piece with the side part.
  • the side part is mounted in the outer housing separately from a large wheel side part, which axially laterally covers the large wheel.
  • the side part and/or the large gear side part can have axial openings, so-called ventilation openings, with an oil-air mixture usually exiting through the ventilation openings. This applies accordingly if a medium other than oil is used to lubricate and/or cool the toothed areas.
  • the at least one pressure comb and/or the sling can have radially and/or spirally arranged grooves and/or projections for generating a pumping effect on an impinging fluid.
  • at least one coolant guide element and/or at least one coolant channel which is closed in particular over its circumference, is provided on the lateral surface and/or other surface areas of the inner housing, in particular on the pinion lateral surface, the side part and/or the large wheel side part . In this way, a particularly targeted cooling of individual areas of the inner housing and correspondingly of the components and areas arranged in the inner housing, in particular the gear meshing areas, can be achieved.
  • the lateral surface and/or other surface areas of the inner housing in particular the pinion lateral surface, the side part and/or the large gear side part, can be sprayed and/or wetted with a coolant.
  • a coolant for example, at least one nozzle can be provided for this purpose, from which the coolant is sprayed.
  • Coolant and/or lubricant can also be injected into the tooth meshing areas, for example, with corresponding nozzles provided in or on the inner housing, in particular flat jet nozzles, with channels preferably being provided in the inner housing for the lubricant and/or coolant supply to the nozzles, in particular within the inner housing wall.
  • the shaft of the large wheel preferably has at least one radial bearing and at least one axial bearing, in particular a radial bearing and an axial/radial bearing.
  • the shaft of the large wheel is mounted in the outer housing with these bearings.
  • the at least one pinion is preferably mounted exclusively with one or more radial bearings in the outer housing.
  • An oil sump or, in general, a lubricant sump is advantageously provided in the outer housing, which absorbs oil or lubricant escaping from the bearings and/or from the inner housing.
  • the inner housing is preferably free of such an oil sump or lubricant sump.
  • Each pinion shaft may advantageously accommodate one or two compressor impellers to form a multi-stage compressor.
  • up to five pinion shafts and 10 compressor stages can be considered.
  • Spur gear diameters of more than one meter, with large gears possibly of more than three meters, are possible.
  • the spur gears can be straight-toothed or helical-toothed or designed with herringbone gearing.
  • the spur gears can be formed in the circumferential direction in the toothing, in particular in the case of helical toothing with a cooling groove.
  • Shafts mounted outside of a parting line can be designed as plug-in shafts.
  • the spur gear does not have the function of a gear pump and accordingly the spur gear can be free of a pressure connection to which pressurized and/or pumped pressure medium, in particular oil, is applied by the gears.
  • the spur gears can be arranged completely above an oil sump in the outer housing, so not immersed in the oil sump or generally free from immersion in a liquid reservoir. Instead, in particular lubricating medium can be sprayed or directed onto the spur gears from above or from the side.
  • each pinion shaft Up to two impellers of a compressor or the like can be mounted directly on each pinion shaft.
  • the impellers can be mounted directly to the pinion shaft, for example, with a tapered connection, a flange or a Hirth connection.
  • the impellers are arranged outside of the outer casing, but parts of the corresponding turbomachine can be integrated into the outer casing, for example a volute casing for the impeller.
  • An additional pump for supplying lubricating oil can also be arranged at a free end of the shaft, in particular via an additional gear stage for adjusting the pump speed.
  • a pinion shaft or an intermediate shaft i.e. an end without a compressor impeller, with further drive machines, gears or working machines being able to be arranged or coupled to this free shaft end.
  • the shafts can preferably be mounted using plain bearings, for example fixed segment bearings or tilting segment bearings, which can also be designed at least in part as hydrostatic bearings.
  • the gearing temperature can be set to a maximum of 125°C.
  • the lower part of the inner housing preferably remains in the outer housing for maintenance work, ie only the upper part of the inner housing is lifted off.
  • An inspection option in the installed state is advantageously also provided, for example through openings in the inner housing in the area of the toothing engagements.
  • the spur gears are preferably almost completely enclosed by the inner housing, in particular over at least approximately 360° (e.g. at least 330° or at least 340° or at least 350°), and openings for inspections are only provided in the area of two meshing spur gears.
  • the pressure ridges are advantageously at least almost completely (e.g. at least 330° or at least 340° or at least 350°) or over 360° encased over their radially outer circumference with the mentioned lateral surface and possibly the side part.
  • At least one cooling channel is preferably placed on the inner casing lateral surface of the large wheel (large wheel lateral surface).
  • the sprocket jacket surfaces of the sprockets can also preferably be equipped with at least one cooling channel.
  • Such cooling channels enclose the toothings in particular by less than 360° and end in the area of the toothing engagement. Cooling channels can also be segmented. This can result in a number of individual channels for a spur gear, which are preferably arranged one behind the other in the circumferential direction and are connected to one another in a coolant-conducting manner.
  • the inner housing is preferably designed as a welded construction.
  • the sheet metal parts can preferably be positioned and aligned with one another using a tongue and groove system. This avoids costly, downstream mechanical processing, especially in the area of the toothed parts, since shape deviations are minimized and remain exactly within the specified design tolerances.
  • the distance between the rotating parts and the inner housing and/or outer housing can be limited to 1 to 10 mm.
  • the cooling channel segments can be connected to one another by connections within the parting line of the inner housing, as a result of which a coolant flow, in particular cooling oil flow, can be transferred from one housing part to the other housing part at the parting line.
  • the housing of the pressure ridges in particular the lateral surface that encloses the respective pressure ridge, can additionally have one or more cooling ducts, which are preferably attached from the outside. These preferably extend in an arc by less than 360° along the outside diameter of the pressure collar.
  • Temperature sensors can be arranged within the inner housing and/or in the cooling channels, in particular in the region of the lateral surface and/or pinion lateral surface and/or large wheel lateral surface to enable particularly needs-based regulation of the coolant quantity. Furthermore, recesses and/or attachment options can also be provided for other sensors, especially on the inner housing, for example for detecting a speed, vibrations, acceleration, pressure or for arranging a rotary encoder (keyphasor).
  • the teeth can be lubricated directly from the cooling channels, in particular via flat jet nozzles, or via lubricating oil bores.
  • the teeth can also be lubricated via channels and/or pipelines that are separate from the cooling channels.
  • the lubricant, in particular oil, and the coolant, in particular also oil can be obtained from a common oil system or from separate oil systems.
  • nozzles with flattened side surfaces are advantageously used.
  • the contour can already be prefabricated in the sheet metal parts of the inner housing.
  • no complex positioning and/or anti-twist protection is necessary.
  • Other non-rotationally symmetrical geometries can also be used.
  • the injection of the lubricant and/or coolant for the gearing can take place in the engagement and/or the disengagement. In the case of an injection both into the engagement and into the disengagement, the same amounts of lubricant and/or coolant or different amounts of lubricant and/or coolant can be provided. In this way, an optimal lubricating film thickness can be achieved.
  • An inner housing lower part is preferably installed using tabs in the primary parting line of the outer housing, preferably using tabs which can be adjusted in height, for example by means of adjusting screws and/or adjusting plates, shims.
  • the lugs are preferably designed with an offset design in order to enable joint assembly with the outer housing parting line.
  • An inner housing upper part is preferably screwed to an inner housing lower part.
  • a housing for further spur gears which are not at the level of the primary outer housing parting line, can take place via a second inner housing, which is preferably fastened in a second outer housing parting line or is screwed to the first inner housing via a second parting line.
  • the position of the lower part of the inner housing, which is seated in the primary parting line of the outer housing can be adjusted in the axial direction, for example by means of toothing, wedges and/or adjusting screws.
  • side walls of the inner housing can have an annular skimming edge which protrudes from the openings escaping lubricant, in particular oil from the plain bearings, or medium escaping from the ventilation slots of the inner housing from being returned unintentionally by the suction effect of the toothed parts.
  • the side walls of the inner housing can have further stiffening plates, which at the same time bring about a deflection of the splashing oil occurring in the space between the outer housing and the inner housing.
  • cooling channels are provided on the inner housing to dissipate heat
  • devices that increase the flow rate can be integrated, which leads to a preferably turbulent flow of the coolant in the cooling channel, preferably oil.
  • installations in the cooling channel are possible, which on the one hand increase the surface of the cooling channel over which the coolant flows and on the other hand temporarily increase the flow rate of the coolant in the channel.
  • built-in metal sheets and/or bores that limit the cross-section can be provided, and/or inserted honeycomb structures and/or materials to improve the heat transfer coefficient, for example made of copper, aluminum, copper alloys or aluminum alloys.
  • the entry and/or exit of the coolant in the cooling channels can be selected depending on the direction of rotation in order to achieve an optimal cooling effect.
  • the coolant emerging from the inner housing can also be routed over the surface of the inner housing without attached cooling ducts or cooling ducts of individual spur gears in order to generate additional heat dissipation. Special coolant guide elements on the surface of the inner housing are then useful for this in order to direct the coolant in a targeted manner.
  • cooling channels are provided on the inner housing, a common channel can be provided which extends over a pinion toothing and the one or more pressure ridges arranged laterally next to it, accordingly on the sprocket lateral surface and the lateral surfaces for the pressure ridges.
  • the cooling channels on the lateral surfaces of the inner housing for the pressure collars and the pinion lateral surface are separated from one another by walls.
  • Openings, pipes and/or hoses can be provided in the parting line of the inner housing, which create a flow-conducting connection between at least one cooling channel in the upper housing part and at least one cooling channel in the lower housing part of the inner housing.
  • cooling channels are provided next to one another in the axial direction, they can be completely separated from one another.
  • openings are provided in the axial direction, which connect the channels to one another.
  • Cooling channels for a pressure collar and the toothing can also be designed completely separately from one another with regard to the coolant flow, so that the individual flows can be adjusted independently of one another.
  • Cooling ducts for the large wheel or an intermediate wheel can be provided separately from the cooling ducts of the pinions or can be connected to them.
  • a separation of coolant and lubricant can be omitted and this area can be cooled with lubricant.
  • Additional internals can be provided in the channels to increase the rigidity and achieve the mentioned turbulent flows.
  • the flow in the cooling channels can be throttled at the inlet and/or at the outlet.
  • the cooling medium is discharged into an oil sump in the outer housing or into an oil pan.
  • the coolant and the lubricant can be identical or miscible.
  • the coolant can be fed in and out of the coolant channels in a closed manner.
  • oil, water, glycol or other liquid or gaseous substances could also be used as coolants.
  • coolant does not need to be constantly filtered, which has a positive effect on the filter system, in particular the oil filter system, with regard to the necessary dimensioning.
  • the design with different temperature levels of the two media can also be advantageous with regard to the heat exchange or the lubricating behavior of the media.
  • FIG. 2 shows a basic representation of a pressure comb bearing in a spur gear according to the invention
  • FIG. 3 shows a plan view, obliquely from above, of a spur gear mechanism designed according to the invention, in a partial sectional view;
  • FIG. 4 shows a view of an inner housing of a spur gear designed according to the invention
  • FIG. 5 shows a possible adjustable mounting of the inner housing in the outer housing
  • FIG. 6 shows a schematic of possible inspection openings in the inner housing
  • FIG. 7 shows another possible design of an inner housing with elements positioned therein according to the present invention.
  • FIG. 8 shows an axial section through a pinion shaft from FIG. 7;
  • FIG. 9 shows a plan view of the inner housing from FIG. 7 in the area of the pinion shaft
  • FIG. 10 shows a possible cooling of the pinion shaft
  • Figure 11 is an axial section through a pinion shaft with the possible
  • FIG. 12 shows a schematic radial section through the inner housing in the design according to FIG. 11;
  • FIG. 13 shows a further possible embodiment according to the invention with a plan view of the area of the pinion shaft;
  • FIG. 14 shows an axial section through the pinion shaft according to FIG. 13;
  • FIG. 15 shows another possible embodiment according to the invention.
  • FIG. 16 shows a plan view of the inner housing in the area of the pinion shaft according to FIG. 15;
  • Figure 17 shows a schematic axial section through the pinion shaft from Figure 16.
  • the spur gears shown in FIGS. 1a to 1b differ in the arrangement of impellers or pumps and the number of spur gears and the corresponding number of shafts. These exemplary embodiments are not exhaustive and other arrangements are possible.
  • the spur gear comprises three spur gears 1, 2, 3, the spur gear 1 being designed as a large gear 10 and the spur gears 2, 3 each being designed as a pinion 11.
  • the pinions 11 are arranged diametrically with respect to the large wheel 10 and mesh with the large wheel 10 .
  • Two impellers 26 of a compressor are positioned on the shaft 5 of the spur gear 2 , the shaft 5 of the spur gear 3 is driven by an external drive 27 .
  • the drive power flow thus follows from the drive 27 via the Spur gear 3 onto spur gear 1, then to spur gear 2 and to the running wheels 26.
  • the spur gears 1, 2, 3 are positioned together in an inner housing 6 and are closely enclosed by it.
  • the inner housing 6 is disposed within and supported by an outer housing 7 .
  • the shafts 5 are mounted in the outer housing 7 .
  • the shaft 5 of the spur gear 1 is mounted in the outer housing 7 with a radial bearing 17 shown schematically and an axial/radial bearing 8, whereas the shaft 5 of the spur gear 2 is free of axial bearings and is only mounted in the outer housing 7 via radial bearings 17.
  • Axial forces acting on the spur gear 2 are transmitted to the spur gear 1 via a thrust collar bearing 9 with two thrust collars 9.1, which are supported on both sides in the axial direction on the spur gear 1, and from its shaft, which is axially mounted in the outer housing 7, via the axial-radial bearing 8 discharged to the outer housing 7.
  • the spur gear 3 can have an axial bearing in the outer housing 7 in addition to a radial bearing. According to one embodiment, however, axial forces can be additionally or alternatively absorbed by the drive 27 .
  • the pressure comb bearing 9, here with the two pressure combs 9.1, is arranged within the inner housing 6 and is also closely enclosed by the inner housing 6.
  • FIG. 1b corresponds to that of FIG. 1a with the difference that the drive 27 is provided on the shaft 5 of the large gear 10 and the spur gear 2 drives two impellers 26 of the compressor or several compressors via its shaft 5. Furthermore, on the shaft 5 of the large wheel 10 is a Pump 28, in particular lubricant pump and / or coolant pump arranged.
  • the spur gear 3 is not directly driven by the spur gear 1, but a fourth spur gear 4 is provided, which is designed as an intermediate gear 29 and meshes with the spur gear 1 and the spur gear 3.
  • this is not mandatory, as can be seen from FIG. 1c, for example.
  • the spur gear 1 which is designed as a large wheel 10
  • the spur gear 3 could in turn mesh directly with the spur gear 1 and be supported on the spur gear 1 via the pressure comb bearing 9, see FIG. 1c.
  • the spur gear 4 also has a shaft 5, which is preferably mounted in the outer housing 7 via radial bearings and axial bearings or a radial bearing and an axial-radial bearing (not shown).
  • the pinions 11, on the other hand, can in turn be free of axial bearings in the outer housing 7.
  • the inner housing 6 encloses all the spur gears 1, 2, 3, 4 and the two pressure comb bearings 9.
  • the configuration according to FIG. 1 c corresponds to that of FIG. Otherwise, reference is made to the description of FIG. 1b.
  • the large wheel 10 is driven by the drive 27 via the shaft 5 and drives the pinion 11 and the impeller 26 via its shaft 5 .
  • the pinion 11 is supported axially via the pressure collar bearing 9 with the two pressure collars 9.1 and does not require any axial bearing in the outer housing 7.
  • the shaft 5 of the large wheel 10 is mounted axially and radially in the outer housing 7 .
  • the inner housing 6 encloses the two spur gears 1, 2 and the pressure comb bearing 9.
  • FIG. 2 again shows an embodiment with two spur gears 1, 2, designed as large gear 10 and pinion 11.
  • the gearing of the two meshing spur gears 1, 2 is in particular designed as helical gearing. This can also be provided for the other embodiments shown here.
  • the pinion 11 or its shaft 5 is mounted axially via a pressure collar bearing 9 with the two pressure collars 9.1 and transmits forces that are transmitted in the axial direction to the shaft 5 of the pinion 11, see the arrow, via the large wheel 10 and its shaft 5 the outer case 7 off.
  • An axial bearing or axial-radial bearing of the shaft 5 of the spur gear 1 in the outer housing 7 is provided for this purpose.
  • the shaft 5 of the pinion 11, on the other hand, can only be mounted radially in the outer housing 7.
  • the two spur gears 1, 2 and the pressure comb bearing 9 with the pressure combs 9.1 are tightly enclosed by the inner housing 6.
  • an inventive design spur gear comprising three shafts 5, of which the middle carries the large wheel 10 and the the two outer ones, which enclose the central shaft 5 between them, each carry a pinion which is not visible in the illustration because it is arranged inside the inner housing 6.
  • the cutouts in the outer housing 7 and in the inner housing 6 are only used to illustrate various features and are not present in practice.
  • the inner housing 6 in the region of the large wheel 10 has a large wheel lateral surface 30 which is radially opposite the toothing or the radially outer diameter of the large wheel 10, with a comparatively small radial gap.
  • sprocket lateral surfaces 18 of the inner housing 6 are provided, which are closely opposite the radially outer surface of the sprockets and radially cover the sprockets. In FIG. 3, only one outer surface 18 of the sprocket can be seen.
  • a coolant channel 24 is placed on the outer surface 30 of the large wheel in order to actively dissipate heat with a coolant.
  • FIG. 1 represents a preferred storage concept.
  • the position of the inner housing 6 in the axial direction that is to say in the direction of the shaft rotation axes 19 of the shafts 5, can be adjusted in particular.
  • Figure 4 shows an example of an inner housing 6 which can accommodate five shafts (not shown), namely the shaft of a large wheel (not shown) comparatively centrally, the shaft of a pinion (not shown) and the shaft of an intermediate wheel (not shown) on both sides shown), beyond the intermediate wheel the shaft of another pinion (not shown) and above the large wheel the shaft of another pinion (not shown).
  • axial openings 21 can be seen along the outer circumference of the upper housing half of the inner housing 6, through which hot lubricant, in particular oil, flows out can be derived from the area of the teeth.
  • the axial openings 21 are also referred to as ventilation openings.
  • FIG. 5 shows a device for adjusting the axial position of the inner housing 6 relative to the outer housing 7.
  • the inner housing 6 can be displaced within the outer housing 7 in the axial direction via adjusting screws 32.
  • FIG. 6 serves in particular to show inspection openings 33 in the inner housing 6 in the region of the meshing of the spur gears, which are not shown here.
  • the intermediate gear and the pinion axial openings 21, also called ventilation openings, can again be seen, which are each arranged along the outer circumference in the area between the root circle and addendum circle of the toothing.
  • An additional comparatively large axial opening 21 is shown in the region of the toothing between the large wheel, not shown here, and the intermediate wheel.
  • Coolant channels 24 are in turn provided in the inner housing along the outer circumference around the individual spur gears. These can have nozzles 25 at their ends in the area of the toothing engagements in order to inject coolant and/or lubricant into the area of the toothing.
  • the inner housing 6 is designed in two parts and, as before, divided along a horizontal parting line.
  • the inner housing 6 for a spur gear with a large wheel 10 and two pinions is shown again.
  • the pinions are completely covered by the inner housing 6 and pressure combs 9.1 arranged on both sides and are therefore not visible.
  • the large wheel 10 can be seen through the axial openings 21 .
  • the axial openings 21 are provided in the large wheel side parts 22 along the outer circumference as ventilation openings.
  • the lugs 31 for mounting the inner housing 6 in an outer housing, not shown here, can also be seen particularly well.
  • the inner housing 6 can be screwed into the outer housing in its parting line via the tabs 31 .
  • the tabs 31 are also screwed in the area of the parting line of the inner housing 6 .
  • Other configurations are possible.
  • At least one of the pinions in the inner housing 6 is mounted axially via a pressure comb bearing 9, as can be seen in particular from FIGS.
  • the shaft 5 of the pinion 11 carries two pressure ridges 9.1, each of which rests axially on a shaft collar 12 of the shaft 5 and encloses the pinion 11 between them in the direction of the shaft axis of rotation 19.
  • the pressure collars 9.1 are secured axially on the outside in the direction of the shaft axis of rotation 19 with retaining rings 34.
  • 34 is not a classic retaining ring but a split ring (axial ring) that sits in a groove and is radially secured by the retaining ring.
  • Retaining rings 35 have a minimal gap to the pressure collar 9.1. Furthermore, retaining rings 35 can be provided, which are positioned axially next to the pressure combs 9.1 and adjacent to them on the shaft 5.
  • the pressure ridges 9.1 are covered in the radial direction by lateral surfaces 15 of the inner housing 6. In the axial direction, these jacket surfaces 15 adjoin the pinion jacket surface 18 , which faces the pinion 11 in the radial direction, and are connected to the pinion jacket surface 18 via side parts 20 .
  • the lateral surfaces 15 have radially arranged webs 37 which, as can be seen from FIG. 7 and FIG. 9, are connected to the large wheel side parts 22 which laterally enclose the large wheel 10 between them.
  • a one-piece side made up of large wheel side part 22, Webs 37, lateral surfaces 15 and side parts 20 for the upper part of the inner housing 6 and the lower part of the inner housing 6 are provided on both axial sides of the inner housing 6, with the side parts 20, 22 on opposite sides of the large wheel outer surface 30, here in turn with a coolant channel 24, and the sprocket lateral surface 18 are connected to each other.
  • the pressure collars 9.1 are not covered by the inner housing 6 in order to be able to drain coolant and/or lubricant accordingly.
  • the webs 37 radially on the outside on the lateral surfaces 15 can at the same time represent coolant guide elements 23 which direct a coolant sprayed onto the lateral surface 15 or the pinion lateral surface 18 in the circumferential direction.
  • skimming edges 36 can be provided around the openings for the shafts 5, which prevent escaping oil from flowing in the direction of the axial openings 21 and opening of the shaft 5 in the side plate 22, on which due to the suction effect of the toothed parts there can be a negative pressure.
  • coolant guide elements 23 can be provided, which can also serve for structural reinforcement.
  • radial openings 16 can also be provided as ventilation openings in the inner housing 6 in addition to the axial openings 21 that can be seen particularly in FIG.
  • a corresponding radial opening 16 in the lateral surface 15 can be seen in FIG.
  • FIG. 10 again shows the injection of coolant and/or lubricant via a nozzle 25, into which the coolant channel 24 opens, in the region of the toothing engagement.
  • FIGS. 11 and 12 show a possible arrangement of coolant channels 24 in the area of the pinion 11.
  • a coolant channel 24, which extends in the circumferential direction around the pinion 11, is arranged both on the pinion jacket surface 18 and on each jacket surface 15, which in each case covers a pressure ridge 9.1 in the radial direction and is connected to the pinion jacket surface 18 via the side parts 20 .
  • the coolant channels 24 positioned radially further outwards on the jacket surfaces 15 are arranged separately from the coolant channel 24 positioned radially further inwards on the pinion jacket surface 18 .
  • coolant-conducting connections can be provided, in particular openings or the like.
  • FIGS. 13 and 14 show an embodiment in which a thrower ring 13 with a throwing edge 14 is provided axially next to the pressure ridges 9.1, in order to capture lubricant and/or coolant flowing axially past the pressure ridges 9.1 and hurl it radially outwards . Accordingly, the throwing edge 14 is not covered radially on the outside by the lateral surface 15 .
  • the figures 15 and 16 are again axial openings 21 and radial openings
  • the axial openings 21 are provided in the side parts 20 and the radial openings 16 in the lateral surfaces 15.
  • the axial openings 21 are provided in the large gear side part 22 and the radial openings 16 in the large gear lateral surface 30.

Landscapes

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Stirnradgetriebe mit wenigstens zwei verzahnten, jeweils auf einer Welle angeordneten Stirnrädern, deren Verzahnungen paarweise miteinander kämmen; wobei die Stirnräder jeweils einen radial äußeren Umfang und zwei voneinander abgewandte Axialseiten aufweisen und die Stirnräder über dem größten Teil ihres radial äußeren Umfangs und über dem größten Teil ihrer voneinander abgewandten Axialseiten von einem Innengehäuse umschlossen werden, das wiederum von einem separat hierzu angeordneten Außengehäusevollumfänglich umschlossen wird; wobei die Wellen im Außengehäuse gelagert sind und das Innengehäuse vom Außengehäuse getragen wird; und wenigstens ein erstes der Stirnräder mittels seiner Welle mit einem Axiallager oder Axial-Radiallager im Außengehäuse gelagert ist und wenigstens ein zweites der Stirnräder über eine Druckkammlagerung in eine oder beide Axialrichtungen seiner Welle gegen das erste der Stirnräder axial abgestützt gelagert ist.Das erfindungsgemäße Stirnradgetriebe ist dadurch gekennzeichnet, dass die Druckkammlagerung wenigstens teilweise innerhalb des Innengehäuses positioniert ist und wenigstens teilweise radial außen vom Innengehäuse überdeckt wird.

Description

Stirnradgetriebe
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Stirnradgetriebe mit wenigstens zwei verzahnten Stirnrädern gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1 .
Stirnradgetriebe der gattungsgemäßen Art sind beispielsweise aus WO 2012/028231 A1 , WO 2015/177332 A1 , WO 2017/207215 A1 und WO 2017/072211 A1 bekannt. Mit solchen Stirnradgetrieben werden beispielsweise Verdichterstufen in der Petrochemie-, Erdöl- und Gasindustrie, Kältetechnik, Luftzerlegungsanlagen (Air-Separation-Plants), Stahlerzeugung und Geothermie angetrieben. Dabei betrifft die vorliegende Erfindung sowohl Stirnradgetriebe mit nur zwei Wellen, von denen eine zum Beispiel ein Großrad und die andere zum Beispiel ein Ritzel trägt, wie auch Stirnradgetriebe mit drei oder mehr Wellen, von denen insbesondere eine ein Großrad und die anderen jeweils ein Ritzel oder ein Zwischenrad tragen, wobei ein solches Zwischenrad arbeiten kann, um ein weiter entfernt vom Großrad angeordnetes Ritzel anzutreiben. Je mehr Ritzelwellen vorgesehen sind, umso mehr Verdichterstufen oder Verdichter können über das Stirnradgetriebe angetrieben werden, beispielsweise mittels eines einzigen Antriebs oder auch mit mehreren Antrieben.
Als Antrieb kommt beispielsweise wenigstens ein E-Motor und/oder eine Gasturbine oder Dampfturbine in Betracht. Prinzipiell erfolgt der Antrieb an der Welle des Großrades oder auch eines Zwischenrades, jedoch ist auch ein Antrieb an einer Welle eines Ritzels möglich.
Zur Reduzierung von Ventilationsverlusten und Strömungsverlusten weisen die Gehäuse von gattungsgemäßen Stirnradgetrieben ein inneres Gehäuse auf, auch Umhüllung genannt, welches die Zahnräder eng umhüllt. Die Umhüllung kann eine vollständige oder eine teilweise sein. Das Innengehäuse beziehungsweise die Umhüllung ist wiederum in einem Außengehäuse gelagert und wird von diesem umschlossen. Je nach Anzahl der Wellen umfassen das Innengehäuse und/oder das Außengehäuse eine oder mehrere horizontale Teilfugen. Es können auch Innengehäuse oder sogar Außengehäuse ohne horizontale Teilfugen vorgesehen sein. Bei Bedarf werden auch vertikale Teilfugen vorgesehen. WO 91/05965 A1 offenbart ein Stirnradgetriebe mit einem solchen Innengehäuse und einer Kühlmitteleinspritzung im Bereich des Verzahnungseingriffs.
Die Wellen sind in der Regel im Außengehäuse gelagert. Die Verzahnungen der Stirnräder werden geschmiert und/oder gekühlt, wofür entsprechende Schmierstoff- oder Schmiermitteleinspritzungen vorgesehen sein können.
Zur Verteilung und Abfuhr von solchem Schmiermittel- und/oder Kühlmittel können Öffnungen im Innengehäuse vorgesehen sein, über die das Schmiermittel- und/oder Kühlmittel in den Raum zwischen der Wand des Inngehäuses und der Wand des Außengehäuses strömt und dann in einen Sumpf im Außengehäuse abläuft. Ein Kühlmittelstrom kann auch über die Oberfläche der Innengehäusewand hinweg oder durch Kanäle innerhalb der Innengehäusewand geleitet werden, um Wärme abzuführen.
Bei der Lagerung der Wellen im Außengehäuse wurden herkömmliche Axial- Radiallager vorgeschlagen, wobei je Welle eine entsprechende Axial-Radiallager- Kombination vorgesehen ist. Alternativ kann auch für eine Ritzelwelle auf die Axiallagerung im Gehäuse verzichtet werden und stattdessen eine Relativlagerung der Ritzelwelle in der Axialrichtung über eine Abstützung an der Nachbarwelle, insbesondere am Großrad erfolgen. Hierfür werden sogenannte Druckkammlagerungen verwendet. Solche Druckkammlagerungen weisen einen Druckkamm auf, der scheibenförmig ist und radial über das Ritzel hinaussteht und seitlich am Großrad oder ein zusätzlich zum Großrad beziehungsweise am Großrad vorgesehenen Anlaufring anliegt, um Axialkräfte zu übertragen. Der Anlagebereich ist insbesondere geschmiert und kann einen Schmierkeil ausbilden. Solche Druckkammlagerungen werden beispielsweise in DE 30 22 020 C2, DE 40 17 226 A1 , DE 42 39 131 A1 , DE 42 41 141 A1 und DE 102010 015 724 A1 beschrieben, hierbei auch im Zusammenhang mit Verdichtergetrieben, die dann jedoch aufgrund der besonderen Lageranordnung nur ein Außengehäuse ohne ein separates Innengehäuse aufweisen, was mit entsprechend größeren Ventilationsverlusten verbunden ist.
EP 0 592 803 B1 beschreibt ein Stirnradgetriebe für einen Mehrwellenturbokompressor mit mehreren Verdichterstufen, wobei die Wellen in oder an einem Getriebegehäuse gelagert sind, zum Beispiel mit Magnetlagern, an dessen Außenseite sich ein Außengehäuse anschließt, das zusammen mit dem Getriebegehäuse ein Innengehäuse umschließt, welches zusammen mit den im Innengehäuse angeordneten Laufrädern strömungsleitende Kanäle für die Verdichterstufen ausbildet. Zur Axiallagerung der Ritzelwellen weisen diese entweder ein eigenes Axiallager im Verdichtergehäuse auf, wofür besonders ein Magnetlager vorgeschlagen wird, oder es sind Entlastungskolben vorgesehen, die dem Ausgleich von Axialschüben dienen. Zugleich ist die Anordnung der Verdichterstufen bevorzugt derart, dass sich Axialschübe aus den verschiedenen Verdichterstufen wechselseitig aufheben.
Weiterhin ist im Stand der Technik die JP H09-144 855 A bekannt, deren Figuren einzelne Merkmale der Erfindung offenbart.
Gemäß einer Ausführungsform wird der verbleibende Axialschub von Druckkämmen über das Großrad vom axialen Drucklager der Großradwelle aufgenommen. Hierbei sind die Druckkämme frei im verhältnismäßig großen Innenraum des Getriebgehäuses auf der entsprechenden Ritzelwelle neben den radialen Magnetlagern positioniert. Nachteilig bei den bekannten Ausführungsformen ist, dass diese immer noch eine vergleichsweise große Verlustleistung aufweisen, die maßgeblich durch Ventilation und Lagerverluste sowie Reibungsverluste erzeugt wird. So zeigen die vorgenommenen Maßnahmen, beispielsweise das Vorsehen von Innengehäuse, welche die Verzahnungsteile eng umschließen und die wirkungsgradoptimierende Gestaltung von Lagern, besonders Axiallagern, jeweils für sich genommen Verbesserungen bei der Reduzierung der Verlustleistung. Jedoch führt beispielsweise die genannte Anordnung der Druckkämme an der Ritzelwelle wieder zu einer Verlustleistungserhöhung, welche die im Vergleich zu einzelnen Axiallagerungen der Wellen im Außengehäuse erzielte Verlustleistungsreduzierung zumindest teilweise wieder zunichtemacht.
Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Stirnradgetriebe anzugeben, das in seinem Wirkungsgrad durch Reduzierung von Verlustleistung nochmals optimiert ist.
Die erfindungsgemäße Aufgabe wird durch ein Stirnradgetriebe mit den Merkmalen von Anspruch 1 gelöst. Die abhängigen Ansprüche beschreiben vorteilhafte und besonders zweckmäßige Ausgestaltungen der Erfindung.
Ein erfindungsgemäßes Stirnradgetriebe weist wenigstens zwei verzahnte, jeweils auf einer Welle angeordnete Stirnräder auf, deren Verzahnungen paarweise miteinander kämmen. Insbesondere sind drei oder mehr Stirnräder mit jeweils einer eigenen Welle vorgesehen.
Die Stirnräder weisen jeweils einen radial äußeren Umfang (oder Umfangsfläche ) auf, in dem die Verzahnung angeordnet ist, sowie zwei voneinander abgewandte Axialseiten. Über dem größten Teil ihres radial äußeren Umfangs und über dem größten Teil ihrer voneinander abgewandten Axialseiten werden die Stirnräder von einem Innengehäuse umschlossen. Dabei umschließt das Innengehäuse die Stirnräder vergleichsweise eng, sodass die Wand des Innengehäuses der Kontur der Stirnräder folgt und in der Radialrichtung sowie bevorzugt auch in der Axialrichtung zwischen der Wand des Innengehäuses und der Außenkontur der Stirnräder ein Spalt verbleibt, der bevorzugt weniger als ein Zehntel, besonders bevorzugt weniger als ein Zwanzigstel des Durchmessers des jeweiligen Stirnrads beträgt.
Das Innengehäuse wird wiederum von einem separat zu diesem angeordneten Außengehäuse vollumfänglich umschlossen und ist im Außengehäuse gelagert, das bedeutet, das Außengehäuse trägt das Innengehäuse. Auch die Wellen sind im Außengehäuse gelagert. Somit ist das Innengehäuse zwischen der Wellenlagerung und vorteilhaft mit einem Axialabstand zu dieser, bezogen auf die Axialrichtung der Wellendrehachsen, und den Stirnrädern positioniert, wobei auf beiden Axialseiten der Abstand des Innengehäuses von den Stirnrädern in der Axialrichtung in der Regel kleiner als der genannte Axialabstand zu der Wellenlagerung ist.
Wenigstens ein erstes der Stirnräder ist im Außengehäuse über seine Welle mit einem Axiallager oder Axial-Radiallager gelagert und wenigstens ein zweites der Stirnräder ist über eine Druckkammlagerung in eine oder beide Axialrichtungen seiner Welle gegen das erste der Stirnräder axial abgestützt gelagert. Somit erfolgt die Axiallagerung des zweiten Stirnrads über das erste Stirnrad und es kann auf eine Axiallagerung des zweiten Stirnrads im Gehäuse verzichtet werden.
Erfindungsgemäß ist die Druckkammlagerung wenigstens teilweise innerhalb des Innengehäuses positioniert und wird wenigstens teilweise radial außen vom Innengehäuse überdeckt.
Unter einer Druckkammlagerung wird dabei insbesondere das System aus Druckkamm und Anlaufring verstanden. Durch die Erfindung wird der eingangs genannte Nachteil der Druckkammlagerung, nämlich eine Ventilationsleistungserhöhung durch die freie Druckkammlagerung im Außengehäuse vermieden. Erst durch die Erfindung können die wirkungsgradoptimierenden Eigenschaften der Druckkammlagerung voll ausgeschöpft werden, weil durch die wenigstens teilweise Umhüllung die Ventilationsverluste der Druckkammlagerung erheblich reduziert werden und gleichzeitig die vermiedenen Reibungsverluste des im Außengehäuse eingesparten Axiallagers zum Tragen kommen.
Bevorzugt handelt es sich bei den Stirnrädern wenigstens um ein Großrad und wenigstens ein mit dem Großrad kämmendes Ritzel.
Gemäß einer Ausführungsform sind ein einziges Großrad und ein einziges Ritzel vorgesehen.
Gemäß einer anderen Ausführungsform sind wenigstens zwei Ritzel vorgesehen, die mit dem Großrad kämmen, beispielsweise direkt.
Gemäß einer besonderen Ausführungsform kämmt wenigstens ein Ritzel direkt mit dem Großrad und wenigstens ein anderes Ritzel kämmt über ein Zwischenrad mit dem Großrad.
Das wenigstens eine Ritzel kann mit jeweils einer Druckkammlagerung gegen das Großrad axial abgestützt gelagert sein, wobei die Druckkammlagerung einen Druckkamm oder bevorzugt zwei Druckkämme umfasst, der/die auf einer axialen Seite des Ritzels beziehungsweise auf jeweils einer axialen Seite des Ritzels angeordnet ist/sind, in Radialrichtung über das Ritzel hinausragt/hinausragen und sich in Axialrichtung unmittelbar oder mittelbar gegen das Großrad abstützt/abstützen. Bei einer mittelbaren Abstützung ist beispielsweise am Großrad oder neben dem Großrad ein Anlaufring vorgesehen, an dem sich ein Druckkamm abstützt. Der Anlaufring kann insbesondere Teil des Großrades sein, einteilig oder am Großrad angebracht.
Zwischen dem Anlaufring und dem Druckkamm kann ein im Querschnitt keilförmiger Schmierspalt vorgesehen sein, um eine Art hydrodynamisches Schmierlager, insbesondere Öllager, auszubilden.
Bevorzugt ist der wenigstens eine Druckkamm neben dem Ritzel auf der Welle, die das jeweilige Ritzel trägt, gelagert und insbesondere gegen einen Wellenbund der Welle abgestützt. Damit kann eine besonders zuverlässige und exakte axiale Positionierung des Druckkamms erreicht werden. In einer alternativen Ausbildung kann der Druckkamm ach einteilig mit der Ritzelwelle ausgebildet sein.
Das Innengehäuse deckt den wenigstens einen Druckkamm radial außen bevorzugt über einen Umfang von wenigstens 120° oder wenigstens 180° ab. Hierfür ist eine entsprechende Mantelfläche im Innengehäuse vorgesehen. Zusätzlich oder alternativ überdeckt die Mantelfläche wenigstens die halbe axiale Breite und insbesondere die gesamte axiale Breite des Druckkamms. Die Mantelfläche kann sogar in der Axialrichtung über den Druckkamm hinausstehen, einseitig oder beidseitig.
Zwischen der Mantelfläche und dem Druckkamm kann in der Radialrichtung bevorzugt ein Spalt vorgesehen sein, der maximal einem Zehntel oder maximal einem Zwanzigstel des Durchmessers des Druckkamms entspricht. Damit können besonders geringe Ventilationsverluste erreicht werden.
Besonders bevorzugt umschließt das Innengehäuse den wenigstens einen Druckkamm in der Umfangsrichtung vollumfänglich mit der genannten Mantelfläche, um die Verlustleistungen durch Ventilationsverluste maximal zu reduzieren. Der Druckkamm oder ein axial neben dem Druckkamm auf der Welle positionierter Schleuderring kann eine radial nach außen vorstehende, über dem Umfang umlaufende Schleuderkante aufweisen, um Schmiermittel und/oder Kühlmittel, das vom Druckkamm oder dem Schleudemng erfasst wird, radial nach außen wegzuschleudern. Daher ist diese Schleuderkante insbesondere axial außerhalb des Innengehäuses positioniert, das bedeutet, dass die Mantelfläche in Axialrichtung nicht bis über die Schleuderkante reicht.
In der Mantelfläche können einzelne, in der Umfangsrichtung mit Abstand zueinander angeordnete Radialöffnungen vorgesehen sein, um Kühlmedium und/oder Schmiermedium in den Raum außerhalb des Innengehäuses zu leiten. Solche Radialöffnungen sind besonders dann sinnvoll, wenn die Schleuderkante von der Mantelfläche überdeckt wird, können aber auch unabhängig von der Schleuderkante als Ventilationsöffnungen zum Einsatz gelangen oder in einer Ausführungsform, bei der die Schleuderkante nicht in der Radialrichtung vom Innengehäuse beziehungsweise der Mantelfläche überdeckt wird.
Gemäß einer Ausführungsform der Erfindung wird der wenigstens eine Druckkamm nur auf einer axialen Seite vom Innengehäuse überdeckt, insbesondere auf der dem Ritzel zugewandten axialen Seite. Damit kann besonders viel Schmiermittel oder Kühlmittel auf der anderen axialen Seite aus dem Innengehäuse austreten, um Reibungsverluste am Druckkamm zu reduzieren.
Besonders bevorzugt umschließt das Innengehäuse das wenigstens eine Ritzel mit (jeweils) einer Ritzelmantelfläche, die sich über einen Umfang des Ritzels von wenigstens 120° oder wenigstens 180° und insbesondere über dessen gesamte axiale Breite erstreckt. Die Ritzelmantelfläche kann auf einem kleineren Radius als die den Druckkamm überdeckende Mantelfläche positioniert sein, jeweils bezogen auf eine Wellendrehachse der das Ritzel beziehungsweise den Druckkamm tragenden Welle. Damit können besonders kleine Radialspalte zwischen dem Innengehäuse und dem Ritzel sowie dem Innengehäuse und dem Druckkamm erreicht werden.
Die Ritzelmantelfläche und die Mantelfläche, die den Druckkamm überdeckt, können über ein Seitenteil des Innengehäuses verbunden sein. Das Seitenteil kann radial zur Wellendrehachse angeordnet sein. Das Seitenteil kann ebenso wie die weiteren Bereiche des Innengehäuses aus Blech hergestellt sein.
Gemäß einer Ausführungsform der Erfindung wird das Großrad axial seitlich von einem Großradseitenteil überdeckt, das einteilig mit einem sich radial zur Wellendrehachse erstreckenden Steg auf der Mantelfläche und/oder einteilig mit dem Seitenteil ausgeführt ist.
Gemäß einer anderen Ausführungsform ist das Seitenteil getrennt von einem Großradseitenteil, das das Großrad axial seitlich überdeckt, im Außengehäuse gelagert.
Zur Ölabfuhr aus dem Innengehäuse kann das Seitenteil und/oder das Großradseitenteil Axialöffnungen, sogenannte Ventilationsöffnungen, aufweisen, wobei in der Regel ein Ölluftgemisch über die Ventilationsöffnungen austritt. Dies gilt entsprechend, wenn ein anderes Mittel als Öl zur Schmierung und/oder Kühlung der Verzahnungsbereiche verwendet wird.
Um eine besondere Förderwirkung für zum Druckkamm geleitetes Schmiermittel und/oder Kühlmittel zu erreichen, kann der wenigstens eine Druckkamm und/oder der Schleudemng radial und/oder spiralförmig angeordnete Nuten und/oder Vorsprünge zum Erzeugen einer Pumpwirkung auf ein auftreffendes Fluid aufweisen. Gemäß einem Aspekt der vorliegenden Erfindung ist auf der Mantelfläche und/oder anderen Oberflächenbereichen des Innengehäuses, insbesondere auf der Ritzelmantelfläche, dem Seitenteil und/oder dem Großradseitenteil, wenigstens ein Kühlmittelleitelement und/oder wenigstens ein Kühlmittelkanal, der insbesondere über seinem Umfang geschlossen ist, vorgesehen. Damit kann eine besonders gezielte Kühlung einzelner Bereiche des Innengehäuses und entsprechend der im Innengehäuse angeordneten Bauteile und Bereiche, insbesondere der Zahneingriffsbereiche, erreicht werden.
Zusätzlich oder alternativ können auch die Mantelfläche und/oder andere Oberflächenbereiche des Innengehäuses, insbesondere die Ritzelmantelfläche, das Seitenteil und/oder das Großradseitenteil, mit einem Kühlmittel besprüht und/oder benetzt werden. Beispielsweise kann hierfür wenigstens eine Düse vorgesehen sein, aus der das Kühlmittel gesprüht wird.
Auch das Einspritzen von Kühlmittel und/oder Schmiermittel in die Zahneingriffsbereiche kann beispielsweise mit entsprechenden im oder am Innengehäuse vorgesehenen Düsen, insbesondere Flachstrahldüsen, vorgesehen sein, wobei für die Schmiermittel- und/oder Kühlmittelversorgung der Düsen bevorzugt Kanäle im Innengehäuse vorgesehen sind, insbesondere innerhalb der Innengehäusewand.
Bevorzugt weist die Welle des Großrads wenigstens ein Radiallager und wenigstens ein Axiallager auf, insbesondere ein Radiallager und ein Axial- Radiallager. Mit diesen Lagern ist die Welle des Großrads im Außengehäuse gelagert. Das wenigstens eine Ritzel hingegen ist bevorzugt ausschließlich mit einem oder mehreren Radiallagern im Außengehäuse gelagert. Im Außengehäuse ist vorteilhaft ein Ölsumpf oder allgemein Schmiermittelsumpf vorgesehen, der aus den Lagern und/oder aus dem Innengehäuse austretendes Öl oder Schmiermittel aufnimmt. Das Innengehäuse ist bevorzugt frei von einem solchen Ölsumpf oder Schmiermittelsumpf.
Jede Welle eines Ritzels kann vorteilhaft ein oder zwei Verdichterlaufräder aufnehmen, um einen mehrstufigen Verdichter auszubilden. Insbesondere kommen bis zu fünf Ritzelwellen und 10 Verdichterstufen in Betracht.
Stirnraddurchmesser von mehr als einem Meter, beim Großrad gegebenenfalls von mehr als drei Meter sind möglich.
Übersetzungsverhältnisse zwischen dem Großrad und den Ritzeln von mehr als 10 oder mehr als 20, beispielsweise 24, kommen in Betracht.
Die Stirnräder können geradverzahnt oder schrägverzahnt oder mit Pfeilverzahnung ausgebildet sein. Die Stirnräder können, insbesondere bei schräger Verzahnung mit Kühlrille in der Umfangsrichtung in der Verzahnung ausgebildet sein.
Außerhalb einer Teilfuge gelagerte Wellen können als Steckwellen ausgeführt sein.
Das Stirnradgetriebe weist insbesondere nicht die Funktion einer Zahnradpumpe auf und dementsprechend kann das Stirnradgetriebe frei von einem Druckanschluss sein, an welchem durch die Zahnräder druckbeaufschlagtes und/oder gefördertes Druckmedium, insbesondere Öl anliegt.
Die Stirnräder können vollständig oberhalb eines Ölsumpfes im Außengehäuse angeordnet sein, demnach nicht in den Ölsumpf eintauchen oder allgemein frei von einem Eintauchen in einen Flüssigkeitsvorrat sein. Stattdessen kann insbesondere Schmiermedium von oben oder seitlich auf die Stirnräder gespritzt oder geleitet werden.
Auch eine Ausführungsform ohne Ölsumpf im Außengehäuse ist möglich.
Folgende Merkmale und Maßnahmen können ebenfalls zur Wirkungsgradverbesserung und zur Leistungsverbesserung eines erfindungsgemäßen Stirnradgetriebes beitragen, einzeln oder in Kombination, sind jedoch nicht zwingend:
An jeder Ritzelwelle ist die direkte Montage von bis zu zwei Laufrädern eines Verdichters oder dergleichen möglich. Die Laufräder können beispielsweise direkt mit einer Kegelverbindung, einem Flansch oder einer Hirth-Verbindung an der Ritzelwelle montiert sein. Die Laufräder sind dabei außerhalb des Außengehäuses angeordnet, jedoch können Teile der entsprechenden Strömungsmaschine in das Außengehäuse integriert werden, beispielsweise ein Spiralgehäuse für das Laufrad.
An einem freien Wellenende kann auch eine zusätzliche Pumpe zur Schmierölversorgung angeordnet sein, insbesondere auch über eine zusätzliche Getriebestufe zur Anpassung der Pumpendrehzahl.
Es sind auch weitere Ausgestaltungen möglich, welche über ein zusätzliches freies Wellenende auf der Großradwelle, einer Ritzelwelle oder einer Zwischenwelle verfügen, das heißt ein Ende ohne Verdichterlaufrad, wobei an diesem freien Wellenende weitere Antriebsmaschinen, Getriebe oder Arbeitsmaschinen angeordnet oder angekoppelt sein können. Die Lagerung der Wellen kann bevorzugt über Gleitlager erfolgen, zum Beispiel Festsegmentlager oder Kippsegmentlager, welche zumindest teilweise auch als hydrostatische Lager ausgeführt sein können.
Beim erfindungsgemäßen Stirnradgetriebe können insbesondere sehr hohe Umfangsgeschwindigkeiten der Getriebeverzahnungen von bis zu 200 m/s oder mehr erreicht werden. Durch ausreichende Kühlung kann die Verzahnungstemperatur auf maximal 125° C eingestellt werden.
Für Wartungsarbeiten bleibt bei einem Innengehäuse mit horizontaler Teilfuge bevorzugt der untere Teil des Innengehäuses im Außengehäuse, das heißt nur der obere Teil des Innengehäuses wird abgehoben. Eine Inspektionsmöglichkeit im eingebauten Zustand wird vorteilhaft ferner vorgesehen, beispielsweise durch Öffnungen im Innengehäuse im Bereich der Verzahnungseingriffe.
Die Stirnräder sind bevorzugt fast vollständig vom Innengehäuse umschlossen, insbesondere über wenigstens annähernd 360° (z. B. wenigstens 330° oder wenigstens 340° oder wenigstens 350°), und nur im Bereich von jeweils zwei kämmenden Stirnrädern sind Öffnungen für Inspektionen vorgesehen. Ebenso sind die Druckkämme über ihrem radial äußeren Umfang vorteilhaft zumindest fast vollständig (z. B. wenigstens 330° oder wenigstens 340° oder wenigstens 350°) oder über 360° eingehaust mit der genannten Mantelfläche und ggf. dem Seitenteil.
Auf der Innengehäusemantelfläche des Großrads (Großradmantelfläche) ist bevorzugt wenigstens ein Kühlkanal aufgesetzt. Auch die Ritzelmantelflächen der Ritzel können bevorzugt mit wenigstens einem Kühlkanal ausgestattet sein. Solche Kühlkanäle umschließen die Verzahnungen insbesondere um weniger als 360° und enden im Bereich des Verzahnungseingriffs. Kühlkanäle können auch segmentiert ausgeführt sein. Somit können sich mehrere einzelne Kanäle für ein Stirnrad ergeben, die bevorzugt in Umfangsrichtung hintereinander angeordnet sind und kühlmittelleitend miteinander verbunden sind.
Das Innengehäuse ist bevorzugt als Schweißkonstruktion ausgeführt. Zur besseren Positionierung während der Fertigung können die Blechteile bevorzugt über ein Nut-Feder-System positioniert und zueinander ausgerichtet werden. Hierdurch lässt sich eine aufwändige, nachgelagerte mechanische Bearbeitung, besonders im Bereich der Verzahnungsteile, vermeiden, da eine Formabweichung minimiert wird und exakt innerhalb der spezifizierten Konstruktionstoleranzen verbleibt.
Der Abstand zwischen den rotierenden Teilen und dem Inngehäuse und/oder Außengehäuse (Verzahnung, Wellen und/oder Druckkamm) kann auf 1 bis 10 mm begrenzt werden.
Die Kühlkanalsegmente können durch Verbindungen innerhalb der Teilfuge des Innengehäuses miteinander verbunden werden, wodurch ein Kühlmittelstrom, insbesondere Kühlölstrom, an der Teilfuge von einem Gehäuseteil in das andere Gehäuseteil übergeben werden kann.
Die Einhausung der Druckkämme, insbesondere die Mantelfläche, die den jeweiligen Druckkamm umschließt, kann zusätzlich einen oder mehrere Kühlkanäle aufweisen, die bevorzugt von außen aufgesetzt werden. Diese erstrecken sich bevorzugt bogenförmig um weniger als 360° entlang des Druckkammaußendurchmessers.
Innerhalb des Innengehäuses und/oder in den Kühlkanälen, insbesondere im Bereich der Mantelfläche und/oder Ritzelmantelfläche und/oder Großradmantelfläche, können Temperatursensoren angeordnet werden, um eine besonders bedarfsgerechte Regelung der Kühlmittelmenge zu ermöglichen. Ferner können auch für andere Sensoren Aussparungen und/oder Befestigungsmöglichkeiten besonders am Innengehäuse vorgesehen sein, zum Beispiel zur Erfassung einer Drehzahl, von Schwingungen, einer Beschleunigung, des Druckes oder zur Anordnung eines Drehgebers (Keyphasor).
Überschüssiges Schmiermittel und/oder Kühlmittel insbesondere im Bereich der Druckkammlagerung am Großrad beziehungsweise neben der Verzahnung des Großrades kann in radialer Richtung durch Ventilationsschlitze im Innengehäuse abgeführt werden. Auch in axialer Richtung können besonders im Bereich des Kopfkreises bis Fußkreises der Verzahnungsteile zusätzliche axiale Ventilationsschlitze im Innengehäuse vorgesehen sein.
Die Schmierung der Verzahnungen kann direkt aus den Kühlkanälen, insbesondere über Flachstrahldüsen, oder über Schmierölbohrungen erfolgen.
Die Schmierung der Verzahnung kann auch über getrennt von den Kühlkanälen ausgeführte Kanäle und/oder Rohrleitungen erfolgen.
Das Schmiermittel, insbesondere Öl, und das Kühlmittel, insbesondere ebenfalls Öl, können aus einem gemeinsamen Ölsystem oder aus getrennten Ölsystemen bezogen werden.
Bei der Verwendung von Flachstrahldüsen werden vorteilhaft Düsen mit abgeflachten Seitenflächen verwendet. Hierdurch kann die Kontur in den Blechteilen des Innengehäuses bereits vorgefertigt werden. Während dem folgenden Schweißprozess bei der Montage des Innengehäuses ist damit keine aufwändige Positionierung und/oder Verdrehsicherung nötig. Andere nicht rotationssymmetrische Geometrien sind ebenfalls einsetzbar. Das Einspritzen des Schmiermittels und/oder Kühlmittels für die Verzahnung kann in den Eingriff und/oder den Ausgriff erfolgen. Bei einer Einspritzung sowohl in den Eingriff als auch in den Ausgriff können gleiche Schmiermittel- und/oder Kühlmittelmengen oder verschiedene Schmiermittel- und/oder Kühlmittelmengen vorgesehen sein. Damit kann eine optimale Schmierfilmdicke erreicht werden.
Die Montage eines Innengehäuseunterteils erfolgt bevorzugt über Laschen in der primären Teilfuge des Außengehäuses, bevorzugt über Laschen, welche in der Höhe einstellbar sind, beispielsweise mittels Einstellschrauben und/oder Einstellblechen, Shims. Um die notwendige Bearbeitung an der Außengehäuseteilfuge zu minimieren oder um im Retrofit-Fall ein neues Innengehäuse montieren zu können, sind die Laschen bevorzugt gekröpft ausgeführt, um eine gemeinsame Montage mit der Außengehäuseteilfuge zu ermöglichen.
Ein Innengehäuseoberteil wird bevorzugt mit einem Innengehäuseunterteil verschraubt.
Eine Einhausung für weitere Stirnräder, welche sich nicht auf der Höhe der primären Außengehäuseteilfuge befinden, kann über ein zweites Innengehäuse erfolgen, das bevorzugt in einer zweiten Außengehäuseteilfuge befestigt ist oder über eine zweite Teilfuge mit dem ersten Innengehäuse verschraubt ist.
Bevorzugt kann die Position des Unterteils des Innengehäuses, das in der primären Teilfuge des Außengehäuses gelagert ist, in der Axialrichtung eingestellt werden, beispielsweise mittels einer Verzahnung, mit Keilen und/oder mit Verstellschrauben.
Seitenwände des Innengehäuses können im Bereich der Öffnungen für die Wellen eine ringförmige Abschöpfkante aufweisen, welche aus den Öffnungen austretendes Schmiermittel, insbesondere Öl aus den Gleitlagern, oder aus den Ventilationsschlitzen des Innengehäuses austretendes Medium vor ungewollter Rückführung durch die Sogwirkung der Verzahnungsteile abschirmt.
Die Seitenwände des Innengehäuses können weitere Versteifungsbleche, welche gleichzeitig eine Ablenkung des im Raum zwischen Außengehäuse und Innengehäuse entstehenden Spritzöls bewirken, aufweisen.
Wenn zur Abfuhr von Wärme Kühlkanäle am Innengehäuse vorgesehen sind, können strömungsgeschwindigkeitserhöhende Einrichtungen integriert werden, die zu einer bevorzugt turbulenten Strömung des Kühlmittels im Kühlkanal, bevorzugt Öl, führt. Hierfür sind beispielsweise Einbauten im Kühlkanal möglich, welche zum einen die vom Kühlmittel überströmte Oberfläche des Kühlkanals vergrößern und zum anderen die Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmittels im Kanal temporär erhöhen. Beispielsweise können eingebaute Bleche und/oder querschnittsbeschränkende Bohrungen vorgesehen sein, und/oder auch eingelegte wabenförmige Strukturen und/oder Materialien zur Verbesserung des Wärmeübergangskoeffizienten, zum Beispiel aus Kupfer, Aluminium, Kupferlegierungen oder Aluminiumlegierungen.
Der Ein- und/oder Austritt des Kühlmittels in die Kühlkanäle kann drehrichtungsabhängig gewählt werden, um eine optimale Kühlwirkung zu erreichen. Auch kann das aus dem Innengehäuse austretende Kühlmittel über die Oberfläche des Innengehäuses ohne aufgesetzte Kühlkanäle oder Kühlkanäle einzelner Stirnräder geleitet werden, um eine zusätzliche Wärmeabfuhr zu erzeugen. Hierfür sind dann besondere Kühlmittelleitelemente auf der Oberfläche des Innengehäuses sinnvoll, um das Kühlmittel gezielt zu leiten.
Wenn Kühlkanäle auf dem Innengehäuse vorgesehen sind, so kann ein gemeinsamer Kanal vorgesehen sein, der sich über eine Ritzelverzahnung und dem oder den seitlich daneben angeordneten Druckkämmen erstreckt, demnach auf der Ritzelmantelfläche und den Mantelflächen für die Druckkämme. Alternativ sind die Kühlkanäle auf den Mantelflächen des Innengehäuses für die Druckkämme und der Ritzelmantelfläche durch Wände voneinander getrennt.
In der Teilfuge des Innengehäuses können Öffnungen, Rohrleitungen und/oder Schläuche vorgesehen sein, die eine strömungsleitende Verbindung zwischen wenigstens einem Kühlkanal im oberen Gehäuseteil und wenigstens einem Kühlkanal im unteren Gehäuseteil des Innengehäuses herstellen.
Wenn mehrere Kühlkanäle in Axialrichtung nebeneinander vorgesehen sind, so können diese vollständig voneinander getrennt sein. Alternativ sind Durchbrüche in axialer Richtung vorgesehen, welche die Kanäle miteinander verbinden.
Kühlkanäle für einen Druckkamm und die Verzahnung können auch hinsichtlich der Kühlmittelströmung vollständig getrennt voneinander ausgeführt sein, sodass die einzelnen Ströme unabhängig voneinander eingestellt werden können.
Kühlkanäle für das Großrad oder eines Zwischenrades können getrennt von Kühlkanälen der Ritzel vorgesehen sein oder mit diesen verbunden werden.
Besonders im Bereich des Druckkamms und/oder einer Ritzelverzahnung kann eine Trennung von Kühlmittel und Schmiermittel entfallen und dieser Bereich kann mit Schmiermittel gekühlt werden.
In den Kanälen können zusätzliche Einbauten zur Erhöhung der Steifigkeit und der genannten Erzielung von turbulenten Strömungen vorgesehen sein. Die Strömung in den Kühlkanälen kann am Eintritt und/oder am Austritt gedrosselt werden. Die Abfuhr des Kühlmediums erfolgt idealerweise in einen Ölsumpf im Außengehäuse oder in eine Ölauffangwanne.
Bei einer Ausführungsform mit geschlossenen Kühlkanälen ist es nicht erforderlich, dass das Kühlmittel und das Schmiermittel identisch beziehungsweise mischbar sind. Bei einer solchen Ausführungsform kann das Kühlmittel geschlossen in die Kühlmittelkanäle ein- und ausgeleitet werden. Als Kühlmittel wären neben Öl zum Beispiel auch Wasser, Glykol oder andere flüssige oder gasförmige Stoffe möglich.
Vorteilhaft bei der Verwendung von getrenntem Kühl- und Schmiermittelkreisläufen ist die Verwendung unterschiedlicher Reinheitsklassen des Mittels, beispielsweise des Öls. So braucht das Kühlmittel nicht ständig gefiltert werden, was sich positiv auf das Filtersystem, insbesondere Ölfiltersystem, hinsichtlich der notwendigen Dimensionierung auswirkt.
Auch kann bei der Verwendung von getrennten Schmiermittel- und Kühlmittelkreisläufen die Ausführung mit unterschiedlichen Temperaturniveaus der beiden Medien vorteilhaft bezogen auf den Wärmeaustausch beziehungsweise das Schmierverhalten der Medien sein.
Die Erfindung soll nachfolgend anhand von Ausführungsbeispielen und den Figuren exemplarisch beschrieben werden.
Es zeigen:
Fig. 1a-1d schematische Darstellungen von erfindungsgemäß ausgeführten Stirnradgetrieben; Figur 2 eine Prinzipdarstellung einer Druckkammlagerung bei einem erfindungsgemäßen Stirnradgetriebe;
Figur 3 eine Draufsicht schräg von oben auf ein erfindungsgemäß ausgeführtes Stirnradgetriebe in teilweiser Schnittansicht;
Figur 4 eine Ansicht eines erfindungsgemäß ausgeführten Innengehäuses eines Stirnradgetriebes;
Figur 5 eine mögliche verstellbare Lagerung des Innengehäuses im Außengehäuse;
Figur 6 schematisch mögliche Inspektionsöffnungen im Innengehäuse;
Figur 7 eine weitere mögliche Gestaltung eines Innengehäuses mit darin positionierten Elementen gemäß der vorliegenden Erfindung;
Figur 8 einen Axialschnitt durch eine Ritzelwelle aus der Figur 7;
Figur 9 eine Draufsicht auf das Innengehäuse aus der Figur 7 im Bereich der Ritzelwelle;
Figur 10 eine mögliche Kühlung der Ritzelwelle;
Figur 11 einen Axialschnitt durch eine Ritzelwelle mit der möglichen
Anordnung von Kühlkanälen am Innengehäuse;
Figur 12 einen schematischen Radialschnitt durch das Innengehäuse bei der Gestaltung gemäß der Figur 11 ; Figur 13 eine weitere mögliche erfindungsgemäße Ausführungsform mit einer Draufsicht auf den Bereich der Ritzelwelle;
Figur 14 einen Axialschnitt durch die Ritzelwelle gemäß der Figur 13;
Figur 15 eine weitere mögliche erfindungsgemäße Ausführungsform;
Figur 16 eine Draufsicht auf das Innengehäuse im Bereich der Ritzelwelle gemäß der Figur 15;
Figur 17 einen schematischen Axialschnitt durch die Ritzelwelle aus der Figur 16.
Die in den Figuren 1a bis 1b gezeigten Stirnradgetriebe unterscheiden sich durch die Anordnung von Laufrädern beziehungsweise Pumpen und die Anzahl der Stirnräder sowie die entsprechende Anzahl der Wellen. Diese Ausführungsbeispiele sind nicht abschließend und weitere Anordnungen sind möglich.
Gemäß der Figur 1a umfasst das Stirnradgetriebe drei Stirnräder 1 , 2, 3, wobei das Stirnrad 1 als Großrad 10 ausgeführt ist und die Stirnräder 2, 3 jeweils als Ritzel 11 ausgeführt sind. Die Ritzel 11 sind bezogen auf das Großrad 10 diametral zueinander angeordnet und kämmen mit dem Großrad 10. Insbesondere sind alle Wellen 5 der Stirnräder 1 , 2, 3 in einer gemeinsamen Teilfuge des Außengehäuses 7 gelagert.
Auf der Welle 5 des Stirnrads 2 sind zwei Laufräder 26 eines Verdichters positioniert, die Welle 5 des Stirnrads 3 wird von einem externen Antrieb 27 angetrieben. Somit folgt der Antriebsleistungsfluss vom Antrieb 27 über das Stirnrad 3 auf das Stirnrad 1 , anschließend zum Stirnrad 2 und zu den Laufrädern 26.
Die Stirnräder 1 , 2, 3 sind gemeinsam in einem Innengehäuse 6 positioniert und werden von diesem eng umschlossen. Das Innengehäuse 6 ist innerhalb eines Außengehäuses 7 angeordnet und wird von diesem getragen.
Die Wellen 5 sind im Außengehäuse 7 gelagert. Insbesondere ist die Welle 5 des Stirnrads 1 mit einem schematisch dargestellten Radiallager 17 und einem Axial- Radiallager 8 im Außengehäuse 7 gelagert, wohingegen die Welle 5 des Stirnrads 2 frei von Axiallagern ist und nur über Radiallager 17 im Außengehäuse 7 gelagert ist. Axialkräfte, die auf das Stirnrad 2 wirken, werden über eine Druckkammlagerung 9 mit zwei Druckkämmen 9.1 , die sich in der Axialrichtung beidseitig am Stirnrad 1 abstützen, auf das Stirnrad 1 übertragen und von dessen im Außengehäuse 7 axial gelagerter Welle über das Axial-Radiallager 8 auf das Außengehäuse 7 abgeführt.
Das Stirnrad 3 kann eine Axiallagerung im Außengehäuse 7 neben einer Radiallagerung aufweisen. Gemäß einer Ausführungsform können Axialkräfte jedoch zusätzlich oder alternativ vom Antrieb 27 aufgenommen werden.
Die Druckkammlagerung 9, hier mit den beiden Druckkämmen 9.1 , innerhalb des Innengehäuses 6 angeordnet und wird ebenfalls vom Innengehäuse 6 eng umschlossen.
Die Ausgestaltung gemäß der Figur 1 b entspricht jener der Figur 1 a mit dem Unterschied, dass der Antrieb 27 auf der Welle 5 des Großrads 10 vorgesehen ist und das Stirnrad 2 über seine Welle 5 zwei Laufräder 26 des Verdichters oder mehrerer Verdichter antreibt. Ferner ist auf der Welle 5 des Großrads 10 eine Pumpe 28, insbesondere Schmiermittelpumpe und/oder Kühlmittelpumpe, angeordnet.
Im Unterschied zur Figur 1a steht das Stirnrad 3 nicht in unmittelbarer Triebverbindung mit dem Stirnrad 1 , sondern es ist ein viertes Stirnrad 4 vorgesehen, das als Zwischenrad 29 ausgeführt ist und mit dem Stirnrad 1 und dem Stirnrad 3 kämmt. Dies ist jedoch nicht zwingend, wie zum Beispiel aus der Figur 1c ersichtlich ist.
Zur Ableitung von Axialkräften ist bei der in der Figur 1 b gezeigten Ausführungsform auch das Stirnrad 3 über eine Druckkammlagerung 9 mit zwei Druckkämmen 9.1 in der Axialrichtung auf dem benachbarten Stirnrad 4 gelagert, hier dem Zwischenrad 29, über welches das Stirnrad 3, das als Ritzel 11 ausgeführt ist, vom Stirnrad 1 , das als Großrad 10 ausgeführt ist, angetrieben wird. Alternativ könnte das Stirnrad 3 wiederum unmittelbar mit dem Stirnrad 1 kämmen und sich über die Druckkammlagerung 9 am Stirnrad 1 abstützten, siehe die Figur 1c.
Das Stirnrad 4 weist ebenfalls eine Welle 5 auf, die bevorzugt über Radiallager und Axiallager beziehungsweise ein Radiallager und ein Axial-Radiallager im Außengehäuse 7 gelagert ist (nicht dargestellt). Die Ritzel 11 hingegen können wiederum frei von Axiallagerungen im Außengehäuse 7 sein.
Das Innengehäuse 6 umschließt alle Stirnräder 1 , 2, 3, 4 und die beiden Druckkammlagerungen 9.
Die Ausgestaltung gemäß der Figur 1 c entspricht jener der Figur 1 b, nur das hier auf das Zwischenrad 29 verzichtet wird und, wie dargelegt, das Stirnrad 3 über die Druckkammlagerung 9 am Stirnrad 1 abgestützt ist. Im Übrigen wird auf die Beschreibung zur Figur 1 b verwiesen. Bei der Ausführungsform gemäß der Figur 1d sind nur zwei Stirnräder 1 , 2 vorgesehen, von denen das Stirnrad 1 als Großrad 10 ausgeführt ist und das Stirnrad 2 als Ritzel 11 ausgeführt ist. Das Großrad 10 wird vom Antrieb 27 über die Welle 5 angetrieben und treibt das Ritzel 11 und über dessen Welle 5 das Laufrad 26 an. Das Ritzel 11 ist über die Druckkammlagerung 9 mit den beiden Druckkämmen 9.1 axial gelagert und kommt ohne Axiallagerung im Außengehäuse 7 aus. Die Welle 5 des Großrads 10 ist im Außengehäuse 7 axial gelagert und radial gelagert. Das Innengehäuse 6 umschließt die beiden Stirnräder 1 , 2 und die Druckkammlagerung 9.
In der Figur 2 ist nochmals eine Ausführungsform mit zwei Stirnrädern 1 , 2 gezeigt, ausgeführt als Großrad 10 und Ritzel 11. Die Verzahnung der beiden miteinander kämmenden Stirnräder 1 , 2 ist insbesondere als Schrägverzahnung ausgeführt. Dies kann auch bei den anderen hier dargestellten Ausführungsformen vorgesehen sein.
Das Ritzel 11 beziehungsweise dessen Welle 5 ist über eine Druckkammlagerung 9 mit den beiden Druckkämmen 9.1 axial gelagert und leitet Kräfte, die in der Axialrichtung auf die Welle 5 des Ritzels 11 übertragen werden, siehe den Pfeil, über das Großrad 10 und dessen Welle 5 auf das Außengehäuse 7 ab. Hierfür ist ein Axiallager oder Axial-Radiallager der Welle 5 des Stirnrads 1 im Außengehäuse 7 vorgesehen. Die Welle 5 des Ritzels 11 hingegen kann im Außengehäuse 7 ausschließlich radial gelagert sein.
Die beiden Stirnräder 1 , 2 und die Druckkammlagerung 9 mit den Druckkämmen 9.1 werden vom Innengehäuse 6 eng umschlossen.
In der Figur 3 ist ein erfindungsgemäß ausgeführtes Stirnradgetriebe gezeigt, umfassend drei Wellen 5, von denen die mittlere das Großrad 10 trägt und die beiden äußeren, welche die mittlere Welle 5 zwischen sich einschließen, jeweils ein Ritzel tragen, das in der Darstellung nicht ersichtlich ist, weil es innerhalb des Innengehäuses 6 angeordnet ist. Die Ausschnitte im Außengehäuse 7 und im Innengehäuse 6 dienen lediglich der Veranschaulichung verschiedener Merkmale und sind in der Praxis nicht vorhanden. Insbesondere erkennt man, dass das Innengehäuse 6 im Bereich des Großrads 10 eine Großradmantelfläche 30 aufweist, welche der Verzahnung beziehungsweise dem radial äußeren Durchmesser des Großrads 10 radial gegenübersteht, mit einem vergleichsweise kleinen Radialspalt. Entsprechend sind Ritzelmantelflächen 18 des Innengehäuses 6 vorgesehen, die der radial äußeren Oberfläche der Ritzel eng gegenüberstehen und die Ritzel radial überdecken. In der Figur 3 ist nur eine Ritzelmantelfläche 18 ersichtlich.
Bei der Ausgestaltung gemäß der Figur 3 ist auf die Großradmantelfläche 30 ein Kühlmittelkanal 24 aufgesetzt, um Wärme aktiv mit einem Kühlmittel abzuleiten.
Aus der Figur 3 ist die Lagerung des Innengehäuses 6 über Laschen 31 in der Teilfuge des Außengehäuses 7 ersichtlich. Dies stellt ein bevorzugtes Lagerkonzept dar. Dabei ist insbesondere die Position des Innengehäuses 6 in der Axialrichtung, das heißt in Richtung der Wellendrehachsen 19 der Wellen 5, verstellbar.
In der Figur 4 ist exemplarisch ein Innengehäuse 6 gezeigt, das fünf Wellen (nicht dargestellt) aufnehmen kann, nämlich vergleichsweise zentral die Welle eines Großrads (nicht dargestellt), beidseitig daneben die Welle eines Ritzels (nicht dargestellt) und die Welle eines Zwischenrads (nicht dargestellt), jenseits des Zwischenrads die Welle eines weiteren Ritzels (nicht dargestellt) und oberhalb des Großrads die Welle eines weiteren Ritzels (nicht dargestellt). Ferner sind Axialöffnungen 21 entlang des äußeren Umfangs der oberen Gehäusehälfte des Innengehäuses 6 erkennbar, über die heißes Schmiermittel, insbesondere Öl, aus dem Bereich der Verzahnungen abgeleitet werden kann. Die Axialöffnungen 21 werden auch als Ventilationsöffnungen bezeichnet.
Die Figur 5 zeigt eine Einrichtung zur Einstellung der Axialposition des Innengehäuses 6 relativ zum Außengehäuse 7. Über Stellschrauben 32 kann das Innengehäuse 6 innerhalb des Außengehäuses 7 in der Axialrichtung verschoben werden.
Die Ansicht der Figur 6 dient besonders der Darstellung von Inspektionsöffnungen 33 im Innengehäuse 6 im Bereich der Zahneingriffe der hier nicht dargestellten Stirnräder. Im Bereich des nicht näher gezeigten Großrads, des Zwischenrads und des Ritzels sind wiederum Axialöffnungen 21 , auch Ventilationsöffnungen genannt, ersichtlich, die jeweils entlang des äußeren Umfangs im Bereich zwischen Fußkreis und Kopfkreis der Verzahnungen angeordnet sind. Eine zusätzliche vergleichsweise große Axialöffnung 21 ist im Bereich der Verzahnung zwischen dem hier nicht dargestellten Großrad und dem Zwischenrad gezeigt. Entlang des äußeren Umfangs um die einzelnen Stirnräder sind wiederum Kühlmittelkanäle 24 im Innengehäuse vorgesehen. Diese können an ihren Enden im Bereich der Verzahnungseingriffe Düsen 25 aufweisen, um Kühlmittel und/oder Schmiermittel in den Bereich der Verzahnung einzuspritzen.
Im gezeigten Ausführungsbeispiel ist das Innengehäuse 6 zweiteilig ausgeführt und, wie zuvor, entlang einer horizontalen Teilfuge geteilt.
In der Figur 7 ist nochmals das Innengehäuse 6 für ein Stirnradgetriebe mit einem Großrad 10 und zwei Ritzeln gezeigt. Die Ritzel werden vom Innengehäuse 6 und beidseitig angeordneten Druckkämmen 9.1 vollständig überdeckt und sind daher nicht sichtbar. Das Großrad 10 ist durch die Axialöffnungen 21 erkennbar. Im Bereich des Großrads 10 sind die Axialöffnungen 21 in den Großradseitenteilen 22 entlang des äußeren Umfangs als Ventilationsöffnungen vorgesehen. Man erkennt ferner besonders gut die Laschen 31 zur Lagerung des Innengehäuses 6 in einem hier nicht dargestellten Außengehäuse. Über die Laschen 31 kann das Innengehäuse 6 im Außengehäuse in dessen Teilfuge verschraubt werden. Die Laschen 31 sind ferner im Bereich der Teilfuge des Innengehäuses 6 verschraubt. Andere Ausgestaltungen sind möglich.
Zumindest eines der Ritzel im Innengehäuse 6 ist über eine Druckkammlagerung 9 axial gelagert, wie sich besonders aus den Figuren 8 und 9 ergibt. So trägt die Welle 5 des Ritzels 11 zwei Druckkämme 9.1 , die jeweils an einem Wellenbund 12 der Welle 5 axial anliegen und in Richtung der Wellendrehachse 19 das Ritzel 11 zwischen sich einschließen. Die Druckkämme 9.1 sind in Richtung der Wellendrehachse 19 axial außen mit Sicherungsringen 34 gesichert. 34 ist im dargestellten Fall kein klassischer Sicherungsring sondern ein geteilter Ring (Axialring), der in einer Nut sitzt und radial vom Haltering gesichert wird.
Halteringe 35 haben zum Druckkamm 9.1 einen minimalen Spalt. Ferner können Halteringe 35 vorgesehen sein, welche axial neben den Druckkämmen 9.1 und anliegend an diesen auf der Welle 5 positioniert sind.
Die Druckkämme 9.1 werden in der Radialrichtung von Mantelflächen 15 des Innengehäuses 6 überdeckt. Diese Mantelflächen 15 schließen sich in der Axialrichtung an die Ritzelmantelfläche 18, welche dem Ritzel 11 in der Radialrichtung gegenübersteht, an und sind über Seitenteile 20 mit der Ritzelmantelfläche 18 verbunden.
Die Mantelflächen 15 weisen radial angeordnete Stege 37 auf, die, wie aus der Figur 7 und der Figur 9 ersichtlich ist, mit den Großradseitenteilen 22 verbunden sind, die seitlich das Großrad 10 zwischen sich einschließen. Im gezeigten Ausführungsbeispiel ist jeweils eine einstückige Seite aus Großradseitenteil 22, Stegen 37, Mantelflächen 15 und Seitenteilen 20 für das Oberteil des Innengehäuses 6 und das Unterteil des Innengehäuses 6 auf beiden Axialseiten des Innengehäuses 6 vorgesehen, wobei die Seitenteile 20, 22 auf entgegengesetzten Seiten über die Großradmantelfläche 30, hier wiederum mit einem Kühlmittelkanal 24, und die Ritzelmantelfläche 18 miteinander verbunden sind.
Auf ihren axialen Außenseiten werden die Druckkämme 9.1 nicht vom Innengehäuse 6 überdeckt, um entsprechend Kühlmittel und/oder Schmiermittel ableiten zu können.
Die Stege 37 radial außen auf den Mantelflächen 15 können zugleich Kühlmittelleitelemente 23 darstellen, die ein auf die Mantelfläche 15 oder die Ritzelmantelfläche 18 aufgespritztes Kühlmittel in die Umfangsrichtung leiten.
Im Bereich der Seitenteile, insbesondere des Großradseitenteils 22, können um die Öffnungen für die Wellen 5 Abschöpfkanten 36 vorgesehen sein, welche austretendes Öl daran hindern, in Richtung der Axialöffnungen 21 und Öffnung der Welle 5 im Seitenblech 22 zu strömen, an denen aufgrund der Sogwirkung der Verzahnungsteile ein Unterdrück herrschen kann.
Auch auf den Seitenteilen, insbesondere dem Großradseitenteil 22, können Kühlmittelleitelemente 23 vorgesehen sein, die zugleich zur strukturellen Verstärkung dienen können.
Wie besonders aus der Figur 9 ersichtlich ist, können neben den besonders in der Figur 7 ersichtlichen Axialöffnungen 21 auch Radialöffnungen 16 als Ventilationsöffnungen im Innengehäuse 6 vorgesehen sein, beispielsweise im Bereich der Großradmantelfläche 30, jedoch auch in anderen Mantelflächen. Beispielsweise erkennt man in der Figur 7 eine entsprechende Radialöffnung 16 in der Mantelfläche 15.
In der Figur 10 ist nochmals die Einspritzung von Kühlmittel und/oder Schmiermittel über eine Düse 25, in der der Kühlmittelkanal 24 mündet, im Bereich des Verzahnungseingriffs dargestellt.
Die Figuren 11 und 12 zeigen eine mögliche Anordnung von Kühlmittelkanälen 24 im Bereich der Ritzel 11 . So ist sowohl auf der Ritzelmantelfläche 18 ein Kühlmittelkanal 24 angeordnet, der sich in der Umfangsrichtung um das Ritzel 11 erstreckt, als auch auf jeder Mantelfläche 15, die jeweils einen Druckkamm 9.1 in der Radialrichtung überdeckt und über die Seitenteile 20 mit der Ritzelmantelfläche 18 verbunden ist. Im gezeigten Ausführungsbeispiel sind die radial weiter außen positionierten Kühlmittelkanäle 24 auf den Mantelflächen 15 getrennt vom radial weiter innen positionierten Kühlmittelkanal 24 auf der Ritzelmantelfläche 18 angeordnet. Es können jedoch kühlmittelleitende Verbindungen vorgesehen sein, insbesondere Durchbrüche oder dergleichen.
Seitenwände der Kühlmittelkanäle 24 können durch parallele Stege 37 ausgebildet sind. Gegebenenfalls sind die axial inneren oder äußeren Stege 37 mit den Großradseitenteilen 22 einstückig ausgeführt (siehe die Figuren 9 und 13).
In den Figuren 13 und 14 ist eine Ausführungsform dargestellt, bei welcher axial neben den Druckkämmen 9.1 jeweils ein Schleuderring 13 mit einer Schleuderkante 14 vorgesehen ist, um über die Druckkämme 9.1 axial hinweg strömendes Schmiermittel und/oder Kühlmittel zu erfassen und radial nach außen zu schleudern. Entsprechend wird die Schleuderkante 14 radial außen nicht von der Mantelfläche 15 abgedeckt. In den Figuren 15 und 16 sind nochmals Axialöffnungen 21 und Radialöffnungen
16 im Bereich der Druckkammlagerung 9 und im Bereich des Außendurchmessers des Großrads 10 im Innengehäuse 6 gezeigt. Im Bereich der Druckkammlagerung 9 sind die Axialöffnungen 21 in den Seitenteilen 20 vorgesehen und die Radialöffnungen 16 in den Mantelflächen 15. Im Bereich des Großrads 10 sind die Axialöffnungen 21 im Großradseitenteil 22 vorgesehen und die Radialöffnungen 16 in der Großradmantelfläche 30.
Entsprechende Axialöffnungen 21 im Innengehäuse 6 im Bereich der Druckkämme 9.1 sind auch aus der Figur 17 ersichtlich.
Bezugszeichenliste
1 Stirnrad
2 Stirnrad
3 Stirnrad
4 Stirnrad
5 Welle
6 Innengehäuse
7 Außengehäuse
8 Axial-Radiallager
9 Druckkammlagerung
9.1 Druckkamm
10 Großrad
11 Ritzel
12 Wellenbund
13 Schleuderring
14 Schleuderkante
15 Mantelfläche
16 Radialöffnung
17 Radiallager
18 Ritzelmantelfläche
19 Wellendrehachse
20 Seitenteil
21 Axialöffnung
22 Großradseitenteil
23 Kühlmittelleitelement
24 Kühlmittelkanal
25 Düse
26 Laufrad 27 Antrieb
28 Pumpe
29 Zwischenrad
30 Großradmantelfläche 31 Lasche
32 Stellschraube
33 Inspektionsöffnung
34 Sicherungsring
35 Haltering 36 Abschöpfkante
37 Steg

Claims

33
Patentansprüche Stirnradgetriebe mit wenigstens zwei verzahnten, jeweils auf einer Welle (5) angeordneten Stirnrädern (1 , 2, 3, 4), deren Verzahnungen paarweise miteinander kämmen; wobei die Stirnräder (1 , 2, 3, 4) jeweils einen radial äußeren Umfang und zwei voneinander abgewandte Axialseiten aufweisen und die Stirnräder (1 , 2, 3, 4) über dem größten Teil ihres radial äußeren Umfangs und über dem größten Teil ihrer voneinander abgewandten Axialseiten von einem Innengehäuse (6) umschlossen werden, das wiederum von einem separat hierzu angeordneten Außengehäuse (7) vollumfänglich umschlossen wird; wobei die Wellen (5) im Außengehäuse (7) gelagert sind und das Innengehäuse (6) vom Außengehäuse (7) getragen wird; und wenigstens ein erstes der Stirnräder (1 , 2, 3, 4) mittels seiner Welle (5) mit einem Axiallager oder Axial-Radiallager (8) im Außengehäuse (7) gelagert ist und wenigstens ein zweites der Stirnräder (1 , 2, 3, 4) über eine Druckkammlagerung (9) in eine oder beide Axialrichtungen seiner Welle (5) gegen das erste der Stirnräder (1 , 2, 3, 4) axial abgestützt gelagert ist; dadurch gekennzeichnet, dass die Druckkammlagerung (9) wenigstens teilweise innerhalb des Innengehäuses (6) positioniert ist und wenigstens teilweise radial außen vom Innengehäuse (6) überdeckt wird. Stirnradgetriebe gemäß Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Stirnräder (1 , 2, 3, 4) wenigstens ein Großrad (10) und wenigstens ein mit dem Großrad (10) kämmendes Ritzel (11 ) umfassen und das wenigstens eine Ritzel (11 ) mit jeweils einer Druckkammlagerung (9) gegen das Großrad (10) axial abgestützt gelagert ist, wobei die Druckkammlagerung 34
(9) einen Druckkamm (9.1 ) oder zwei Druckkämme (9.1 ) umfasst, der/die auf jeweils einer axialen Seite des Ritzels (11 ) angeordnet ist/sind, in Radialrichtung über das Ritzel (11 ) hinausragt/hinausragen und sich in Axialrichtung unmittelbar oder mittelbar gegen das Großrad (10) abstützt/abstützen. Stirnradgetriebe gemäß Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Druckkamm (9.1 ) neben dem Ritzel (11 ) auf der Welle (5) gelagert ist und insbesondere gegen einen Wellenbund (12) der Welle (5) abgestützt ist oder neben dem Ritzel (11 ) auf der Welle (5) einteilig mit der Ritzelwelle ausgebildet ist . Stirnradgetriebe gemäß einem der Ansprüche 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Innengehäuse (6) den wenigstens einen Druckkamm (9.1 ) radial außen über einem Umfang von wenigstens 120° oder wenigstens 180° und/oder über wenigstens die halbe axiale Breite mit einer Mantelfläche (15) überdeckt. Stirnradgetriebe gemäß Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Innengehäuse (6) den Druckkamm (9.1 ) über dessen gesamte axiale Breite überdeckt. Stirnradgetriebe gemäß einem der Ansprüche 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Innengehäuse (6) den wenigstens einen Druckkamm (9.1 ) in der Umfangsrichtung vollumfänglich umschließt. Stirnradgetriebe gemäß einem der Ansprüche 1 oder 4 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass am Druckkamm (9.1 ) oder an einem axial neben dem Druckkamm (9.1 ) auf der Welle (5) positionierten Schleuderring (13) eine radial nach außen vorstehende, über dem Umfang umlaufende Schleuderkante (14) vorgesehen ist, die insbesondere axial außerhalb des Innengehäuses (6) positioniert ist. Stirnradgetriebe gemäß einem der Ansprüche 4 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass in der Mantelfläche (15) einzelne in der Umfangsrichtung mit Abstand zueinander angeordnete Radialöffnungen (16) vorgesehen sind. Stirnradgetriebe gemäß einem der Ansprüche 4 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens eine Druckkamm (9.1 ) nur auf einer axialen Seite vom Innengehäuse (6) überdeckt wird, insbesondere auf der dem Ritzel (11 ) zugewandten axialen Seite. Stirnradgetriebe gemäß einem der Ansprüche 4 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Innengehäuse (6) das wenigstens eine Ritzel (11 ) mit jeweils einer Ritzelmantelfläche (18) umschließt, die sich über einen Umfang des Ritzels (11 ) von wenigstens 120° oder wenigstens 180° und insbesondere über dessen gesamte axiale Breite erstreckt, und die Ritzelmantelfläche (18) auf einem kleineren Radius zu einer Wellendrehachse (19) der das Ritzel (11 ) tragenden Welle (5) als die den wenigstens einen Druckkamm (9.1 ) überdeckende Mantelfläche (15) positioniert ist. Stirnradgetriebe gemäß Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Ritzelmantelfläche (18) und die Mantelfläche (15) über ein Seitenteil (20), insbesondere aus Blech, des Innengehäuses (6) verbunden sind. Stirnradgetriebe gemäß Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, dass das Großrad (10) axial seitlich von einem Großradseitenteil (22) überdeckt wird, das einteilig mit einem sich radial zur Wellendrehachse (19) erstreckenden Steg (37) auf der Mantelfläche (15) und/oder mit dem Seitenteil (20) ausgeführt ist. Stirnradgetriebe gemäß Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, dass das Seitenteil (20) getrennt von einem Großradseitenteil (22), das das Großrad (10) axial seitlich überdeckt, im Außengehäuse (7) gelagert ist. Stirnradgetriebe gemäß einem der Ansprüche 11 , 12 oder 13, dadurch gekennzeichnet, dass das Seitenteil (20) und/oder das Großradseitenteil (22) Axialöffnungen (21 ) aufweist/aufweisen. Stirnradgetriebe gemäß einem der Ansprüche 7 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass der wenigstens ein Druckkamm (9.1 ) und/oder der Schleuderring (13) radial und/oder spiralförmig angeordnete Nuten und/oder Vorsprünge zum Erzeugen einer Pumpwirkung auf ein auftreffendes Fluid aufweist/aufweisen. Stirnradgetriebe gemäß einem der Ansprüche 2 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Mantelfläche (15) und/oder andere Oberflächenbereiche des Innengehäuses (6), insbesondere die Ritzelmantelfläche (18), das Seitenteil (20) und/oder das Großradseitenteil (22) Kühlmittelleitelemente (23) und/oder wenigstens einen Kühlmittelkanal (24), insbesondere einen über seinem Umfang geschlossenen Kühlmittelkanal (24), aufweist/aufweisen. Stirnradgetriebe gemäß einem der Ansprüche 2 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass die Mantelfläche (15) und/oder andere Oberflächenbereiche des Innengehäuses (6), insbesondere die Ritzelmantelfläche (18), das Seitenteil (20) und/oder das Großradseitenteil 37
(22) mit einem Kühlmittel, insbesondere aus einer oder mehreren Düsen (25), besprüht und/oder benetzt werden. Stirnradgetriebe gemäß einem der Ansprüche 2 bis 17, dadurch gekennzeichnet, dass das Großrad (10) mit seiner Welle wenigstens mit einem Radiallager (17), insbesondere einem Radiallager (17) und einem Axial-Radiallager (8), im Außengehäuse (7) gelagert ist und das wenigstens eine Ritzel (11 ) mit seiner Welle (5) ausschließlich mit einem oder mehreren Radiallagern (18) im Außengehäuse (7) gelagert ist.
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