Getriebe mit zwei Zentralrädern und Zwischenrädern und mit Doppel-Schrägverzahnung dieser Räder Die Erfindung betrifft ein Getriebe mit zwei Zen tralrädern und Zwischenrädern und mit Doppel- Schrägverzahnung dieser Räder.
Es sind seit langem Getriebe vorliegender Art, z. B. Planetengetriebe, mit Doppelschrägverzahnung der Räder bekannt. Sie fanden ihre Einführung in den allgemeinen Gebrauch erst dann, als es bekannt wurde, sie mit selbsttätigem Zahndruckausgleich zu versehen und dabei mindestens eines der Zentral räder in der Weise geteilt auszubilden, dass der Zahn druckausgleich in jeder der Pfeilhälften unabhängig von der anderen erfolgen kann. Diese Getriebe mit Pfeil- oder, wie sie auch bezeichnet wird, Doppel schrägverzahnung, haben sich in die Praxis auch für hohe und höchste Leistungen und Drehzahlen erfolg reich eingeführt.
Allerdings waren sie bisher mit der verhältnismässig komplizierten und deshalb auch teuren Konstruktion der jeweils geteilten Zentralrad gruppe belastet.
Die Erfindung hat sich zum Ziel gesetzt, ein derartiges Getriebe so zu bauen, dass diese Nach teile vermieden werden, und dass eine kompaktere, einfachere und daher auch in der Herstellung billigere Bauart solcher Getriebe ermöglicht wird.
Erfindungsgemäss wird die Aufgabe dadurch ge löst, dass die Zahnschrägungswinkel der Pfeil hälften verschieden gross sind.
Die Anwendung dieses Gedankens auf Getriebe vorliegender Art bringt für diese besondere Vor teile, welche nachstehend anhand der beiliegenden Abbildung erläutert werden sollen, die zwei Aus führungsbeispiele der Erfindung in schematischer Darstellung zeigen.
Es stellen dar: Fig. 1 einen Axialschnitt, teilweise in Ansicht, durch ein erfindungsgemäss ausgebildetes Planeten- oder Umlaufrädergetriebe, Fig. 2 einen Axialschnitt durch ein erfindungs gemäss ausgebildetes Standgetriebe.
In Fig. 1 ist mit 1 ein umlaufender Planeten träger bezeichnet, der mittels zweier Lager 2 und 3 in einem Gehäuse 4 drehbar gelagert ist. In dem Planetenradträger 1, dessen axiale Lage mittels des Lagers 3 festgelegt ist, sind auf Lagerbolzen 5 Umraufräder 6 drehbar gelagert, von denen eines teilweise im Schnitt dargestellt ist. Die Umlaufräder 6 stehen einerseits im Zahneingriff mit dem inne ren Zentralrad 7, welches in an sich bekannter Weise ungelagert und mit der Welle 8 mittels einer gelen kigen Kupplung 9 drehfest, aber sonst gelenkig ver bunden ist.
Anderseits stehen die Umlaufräder 6 im Zahneingriff mit dem äusseren Zentralrad 10, wel ches seinerseits mit dem sein Drehmoment aufneh menden Teil, in diesem Falle mit dem Gehäuse 4, drehfest, aber gelenkig verbunden ist, und zwar im Falle dieses Beispiels mittels einer doppelten Zahn kupplung 11. Auch die gelenkige Kupplung 9 ist hier in an sich bekannter und bewährter Weise als dop pelte Zahnkupplung dargestellt, welche auch axiale Verschiebungen des inneren Zentralrades 7 zulässt.
Die Zahnräder dieses Umlaufrädergetriebes sind mit Pfeil- oder Doppelschrägverzahnung versehen, und zwar ist die eine, breitere Pfeilhälfte 12 mit einer auch sonst bei doppelschrägverzahnten Getrieben üblichen Zahnschräge versehen, während die andere, weniger breite Pfeilhälfte 13 mit einem wesentlich grösseren Zahnschrägungswinkel versehen ist.
Bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Umlauf räder 6 und das innere Zentralrad 7 einteilig aus- gebildet, während das äussere Zentralrad 10 in die beiden Pfeilhälften aufgeteilt ist, wobei die Pfeil- hälfte 14 mit der Pfeilhälfte 12 der Umlaufräder 6, die andere Pfeilhälfte 15 mit der Pfeilhälfte 13 der Umlaufräder 6 in Eingriff steht. Die beiden Hälf ten des äusseren Zentralrades 10 werden beim Zu sammenbau des Getriebes zu einer Einheit verbun den.
Gemäss Fig. 2 ist der Zwischenradträger 16 fest mit dem Gehäuse 17 verbunden. In dem Träger 16 sind in bekannter Weise die Zwischenräder 18 auf Lagerbolzen 19 drehbar gelagert. Sie stehen einer seits in Zahneingriff mit dem inneren Zentralrad 20, anderseits mit dem äusseren Zentralrad 21.
Das innere Zentralrad 20 äst in bekannter Weise unge- lagert ausgebildet und ist mit dem ihm in Verbin dung stehenden Teil, in diesem Falle mit der Welle 22, drehfest, aber gelenkig verbunden; diese gelen kige Verbindung wird im vorliegenden Beispiel mit tels einer doppelten Zahnkupplung 23 bewerkstel ligt, welche auch axiale Verschiebungen des inneren Zentralrades 20 zulässt. Das äussere Zentralrad 21 ist mit dem sein Drehmoment aufnehmenden Teil, in diesem Falle mit der Welle 24, mittels einer dop pelten Zahnkupplung 25 gelenkig verbunden.
Die Welle 24 ist mittels zweier Lager 25 und 26 gela gert, wobei die axiale Lage der Welle 24 mittels des Lagers 25 festgelegt ist. Die Zahnräder 18, 20 und 21 sind wie im Beispiel der Fig. 1 mit Doppelschräg verzahnung versehen, welche in den beiden Pfeilhälf ten verschieden grosse Schrägungswinkel aufweist, und zwar ist die eine, breitere Pfeilhälfte 27 mit einem auch sonst bei Pfeilverzahnungen üblichen Schrägungswinkel versehen, während die andere, weniger breite Pfeilhälfte 28 einen wesentlich grö sseren Zahnschrägungswinkel aufweist.
Wie im Falle des Ausführungsbeispiels nach Fig. 1 sind die Zwi schenräder 18 und das innere Zentralrad 20 un geteilt ausgebildet, während das äussere Zentralrad 21 in die beiden Pfeilhälften aufgeteilt ist, die je doch mittels Schrauben 29 zu einer Einheit verbun den sind.
Sowohl in dem Beispiel der Fig. 1 wie in dem der Fig. 2 sind die Planeten- oder Zwischenräder 6 bzw. 18 mit seitlichem Spiel gelagert, so dass sie axiale Einstellbewegungen ausführen können. Die axiale Einstellbewegung des axial beweglichen Räder satzes wird in beiden Beispielen durch das äussere Zentralrad 10 bzw. 21 bewirkt, indem die Verbin dung desselben mit dem sein Drehmoment aufneh menden Teil 4 bzw. 24 so ausgebildet ist, dass sie das äussere Zentralrad axial festlegt. Zu diesem Zwecke ist bei der Ausführungsform der Fig. 1 ein Zahnkranz 34 fest mit dem Gehäuse 4 verbunden.
Die Hülse der Zahnkupplung 11 ist mit zwei Zahn kränzen versehen, von denen der eine in die Zähne eines Kupplungszahnkranzes eingreift, der auf der Pfeilhälfte 14 vorgesehen ist, während der andere in die Zähne des Kupplungszahnkranzes 34 greift. Federringe 30, 31, 32, 33, die in entsprechende Nu- ten der Kupplungszahnkränze der Zahnkupplung 11 eingreifen, legen die axiale Lage der Pfeilhälfte 14 und damit des äusseren Zentralrades 10 fest.
In entsprechender Weise ist bei der Ausführungs form der Fig. 2 die Welle 24 mit einer Scheibe 35 versehen, deren Aussenumfang einen Kupplungs zahnkranz 36 besitzt. Das äussere Zentralrad 21 wie derum, und zwar im Ausführungsbeispiel der Teil mit dem kleineren Zahnschrägungswinkel, ist mit einem Kupplungszahnkranz 37 versehen. Die bei den Zahnkupplungskränze der Hülse der Zahnkupp lung 25 greifen einerseits in den Zahnkranz 36 und anderseits in den Zahnkranz 37 ein, indem wiederum die axiale Lage des äusseren Zentralrades 21 mittels Federringe 38, 39, 40, 41 festgelegt ist.
Natür lich kann die axiale Einstellbewegung eines Teils des Rädersatzes auch durch einen andern Teil des selben bewirkt werden, beispielsweise durch das in nere Zentralrad 7 bzw. 20, oder durch eines der Planeten- oder Zwischenräder 6 bzw. 18.
Die gezeigten Getriebe mit Doppelschrägverzah- nung mit verschieden grossen Schrägungswinkeln, auch unsymmetrische Pfeilverzahnung genannt, zeich nen sich durch folgende Eigenschaften aus: 1. Der Hauptanteil der Umfangslast wird von der breiteren, mit dem kleineren Schrägungswinkel ver- sehenen Pfeilhälfte übernommen.
2. Die axialen Einstellungskräfte sind wesentlich grösser als bei der üblichen symmetrischen Pfeilver zahnung; die gesamte Radbreite wird kleiner.
3. Die Verdrillungsverhältnisse sind wesentlich günstiger als bei der symmetrischen Pfeilverzahnung. Die Anwendung der unsymmetrischen Pfeilver zahnung bringt nun für die erläuterten Getriebe eine Reihe von Vorteilen, welche nachstehend beschrie ben werden mögen.
Für die Erläuterung dieser Vorteile sei ange nommen, dass ein grosser Unterschied der -Schrä- gungswinkel in den beiden Pfeilhälften gewählt wird, welcher beispielsweise eine Verteilung der Umfangs lasten im Verhältnis 4 :1 ergibt, das heisst, die breite Pfeilhälfte würde dann 8004, die schmale, mit dem grossen Schrägungswinkel versehene 20% der Um- fangslast übernehmen.
Das würde axiale Einstell kräfte ergeben, die beispielsweise 60fl/o höher liegen als bei einer entsprechenden symmetrischen Pfeil verzahnung; wie oben angeführt, ergibt die unsym metrische Pfeilverzahnung geringere Radbreiten, also auch kleinere Radmasse.
Die Ausgleichswirkung ist im obigen, angenommenen Fall durch die axialen Zahnkräfte so wesentlich günstiger als bei der sym metrischen Pfeilverzahnung, dass schon im Hinblick auf den kleinen, von der schmalen Pfeilhälfte mit grossem Schrägungswinkel zu übernehmenden Last anteil, auf eine Teilung des äusseren Zentralrades in getrennte, zueinander bewegliche Pfeilhälften zu dem Zwecke der Erzielung eines getrennten Lastaus gleichs für jede Pfeilhälfte verzichtet werden kann;
dieser ist deshalb in dem erfindungsgemässen Ge triebe bei Vorliegen entsprechender Verhältnisse nicht mehr nötig, weil die wesentlich wirksamere Ausgleichwirkung der axialen Zahnkräfte die Ein haltung der gewollten Lastverteilung auf die Pfeil- hälften gewährleistet.
Die so gegebene Möglichkeit des Verzichtes auf die getrennte Einstellmöglichkeit in den beiden Pfeil hälften des äusseren Zentralrades bedeutet eine we sentliche Vereinfachung und daher auch Verbilligung in der Konstruktion und Herstellung der äusseren Zentralräder. Während bisher eine gelenkige Verbin dung der beiden Hälften des äusseren Zentralrades notwendig war, kann diese nunmehr durch eine ein fache Verschraubung ersetzt werden.
Die Anwendung der unsymmetrischen Doppel schräg- oder Pfeilverzahnung auf Getriebe der vor liegenden Art bringt auch im Hinblick auf die Ver- drillung des inneren Zentralrades Vorteile für den Betrieb solcher Getriebe. Bei diesen werden, be sonders bei grösseren Übersetzungsverhältnissen, die Durchmesser der inneren Zentralräder sehr klein; dies ist bedingt hauptsächlich durch die mehrfachen Radeingriffe, die gegenüber dem einfachen Radein griff eine Vervielfachung des übertragbaren Dreh moments und damit der Verdrillung ergeben.
Bei der symmetrischen Pfeilverzahnung überträgt jede Pfeilhälfte die Hälfte des Drehmoments und ist der Verdrillung durch dieses hälftige Drehmoment unterworfen. Jedoch wird die in der Richtung des Kraftflusses erste Pfeilhälfte zusätzlich durch die durch sie hindurchgehende Drehmomentenhälfte der zweiten Pfeilhälfte verdrillt.
Die Folge ist eine be sonders hohe Verdrillung der ersten Pfeilhälfte und ein grosser Unterschied in den Verdrillungen der beiden Pfeilhälften, durch den Kompensationsmass nahmen sehr erschwert werden.
Die unsymmetrische Pfeilverzahnung hat in Be zug auf die Verdrillung wesentlich günstigere Ver- hältnisse, wenn die mit dem, grossen Schrägungswin- kel versehene Pfeilhälfte eine geringere Breite hat, da sich, wegen der grossen Zahnschräge, die Verdril- lung als Umfangsmass nur in relativ geringem Masse auswirkt, nämlich nur in der Projektion auf die Normale zur Zahnflanke.
Sieht man die Anordnung im Getriebe so vor, dass, in der Richtung des Kraft flusses gesehen, zuerst die Pfeilhälfte mit dem gro ssen Schrägungswinkel kommt, dann hat man es in der Hand, die Verdrillungen in den beiden Pfeilhälf ten weitgehend aufeinander abzustimmen.
Die Anwendung der Pfeil- oder Doppelschräg verzahnungen mit verschieden grossen Schrägungs- winkeln., die man auch als unsymmetrische Pfeilver zahnungen bezeichnen kann, bietet also für die An wendung auf Getriebe vorliegender Art mit selbst tätigem Lastausgleich grosse Vorteile.