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Planetengetriebe mit Reaktionsdrehmomentkompensierung
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Die Erfindung bezieht sich auf ein Planetengetriebe mit Reaktionsdrehmomentkompensierung
und geringem Eigengewicht beziehungsweise großem Leistungsgewicht und geringem Getriebevolumen
für reversierbaren Betrieb und kraftmaschinellen oder manuellen Antriebsdrehmoment
in derartiger Konzipierung und Technologie, daß getriebezentralmittig das Getriebeantriebsdrehmoment
in das Getriebesystem eingeleitet und das Getriebeabtriebsdrehmoment vom Getriebesystem
abgeleitet wird, daß das Getriebesystem mit mehreren Zahnrädern oder dergleichen
ausgerüstet zur Antriebsdrehzahlreduktion und Antriebsdrehmomentvergrößerung, radial,
getriebezentralmittig, drehgelagert ist, die mehreren Zahnräder des Getriebesystems
geometrisch und kinematisch so angeordnet und distanziert sind, daß sich sämtliche
am Getriebesystem gegenwirkenden Drehmomente und Kräfte sich ausgleichen beziehungsweise
kompensiert werden, damit das Getriebesystem kraftübertragungsstabilisiert ist und
dadurch das Getriebeabtriebsreaktionsdrehmoment in maximaler Größe des Getriebeabtriebsdrehmomentes
kompensiert wird, das Getriebe system keine starre Verbindung mit dem Getriebegehäuse
bedarf und dadurch das erfindungsgemäße Planetengetriebe auch über das Getriebegehäuse,
durch Drehung desselben, angetrieben werden kann und eine Drehmoment-Begrenzungskupplung
auch für diese Getriebebetriebsbedingung so wirksam ist, daß in Verwendung des erfindungsgemäßen
Planetengetriebes als mobiles Gerät zum Lösen und drehmomentvorbestimmtem Anziehen
von Schraubverbindungen das Getriebeabtriebsdrehmoment in Abtriebsdrehrichtung Links
und Rechts auch unterschiedlich
begrenzt und die Größe des Getriebeabtriebsdrehmomentes
verstellt werden kann.
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Bekannt sind Planetengetriebe oder andere Getriebe vielfältiger kinematischer
Prinzipien und Konstruktionen, die entsprechend der Reduktion der Antriebsdrehzahl,
das Getriebeantriebsdreh moment in ein größeres Getriebeabtriebsdrehmoment umzusetzen,
diese Getriebesysteme aber eine starre Verbindung mit dem Getriebegehäuse benötigen,
damit das Getriebesystem kraftübertragungsstabilisiert ist und somit benötigen die
bekannten Getriebe eine äußere Kraftabstützung beziehungsweise Befestigung des Getriebegehäuses
gegenkraftwirksam, maximal in der Größe des Getriebeabtriebsdrehmomentes.
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In der Regel werden die bekannten Getriebe in sogenannter Fuß- oder
Flanschausführung mittels Schraubverbindungen an die Konstruktion der Arbeitsmaschine
befestigt. Die Reaktionsdrehmomentabstützung bei Aufsteckgetrieben mit Abtriebshohlwelle
wird mit sogenannten Drehmomentstützen erreicht, damit das Getriebeabtriebsdrehmoment
an die Arbeitsmaschine übertragen werden kann und das Getriebereaktionsdrehmoment
in Größe des Getriebeabtriebsdrehmomentes wird durch die Drehmomentenstütze in die
Arbeitsmaschinenkonstruktion geleitet beziehungsweise von dieser gegengestützt.
Eine radiale Drehlagerung des Getriebes mittels des Getriebegehäuses und daß das
Getriebeantriebsdrehmoment auch über das Getriebegehäuse an das Getriebesystem übertragen
werden kann, ist mit den bekannten
Getrieben nicht möglich. Auch
das Getriebeleistungsgewicht bekannter Getriebe ist relativ gering beziehungsweise
ist das Getriebevolumen relativ groß, so daß in beengter räumlicher Umgebung der
Arbeitsmaschine oder das mehrere Getriebe in geringer Distanz zueinander an oder
in der Arbeitsmaschine angeordnet werden sollen, eine direkte Verbindung des Getriebes
mit der Arbeitsmaschine oft nicht möglich ist und dadurch zusätzlicher technologischer
Aufwand erforderlich ist.
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Werden mobile Getriebe als Handgerät auch zum Lösen und drehmomentvorbestimmtem
Anziehen von Schraubverbindungen größerer Dimensionierungen verwendet, da mit Werkzeugen
mit relativ geringer Hebellänge, wie Kreuz- oder Drehmomentenschlüssel oder dergleichen,
eine unvorteilhaft zu große manuelle Antriebskraft erforderlich ist, diese Handgeräte
entsprechend dem Abtriebsdrehmoment abgestützt werden müssen und in der Regel das
Eigengewicht und das Getriebevolumen dieser Handgeräte, beispielsweise mit einem
Getriebeabtriebsdrehmoment von 1200 Nm, für die manuelle Handhabung zu groß ist.
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Dieser technologischer Sachverhalt bedingt zusätzlichen mechanischen
Aufwand in Abhängigkeit der verschiedenartigen räumlichen Umgebung der Schraubverbindungen
sowie auch eventuellen Zeitverlust beziehungsweise zusätzlicher Betriebskosten bei
Verwendung dieser Handgeräte. Wenn erforderlich viele Schraubverbindungen schnell
gelöst und drehmomentvorbestimmt wieder angezogen werden müssen, so ist die Handhabung
der
bekannten Handgeräte mit Getriebe oder dergleichen, damit das manuelle oder kraftmaschinelle
Antriebsdrehmoment verstärkt wird, bezüglich verschiedener Sachverhalte, zu großes
Eigengewicht, äußere Kraftabstützung an der räumlichen Umgebung der Schraubverbindung
und dadurch bedingten Zeitverlust, unvorteilhaft und nicht optimal.
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Diese technologische Problematik ist, außer vielen anderen Fällen,
auch für den Rad- oder Kettenräderwechsel von schweren Kraftfahrzeugen, besonders
auf Straßen oder im Gelände , zu sehen. Bedingt durch die relativ große Dimensionierung
der Schraubverbindungen der Räder oder Kettenräder von schweren Kraftfahrzeugen
und das nach einer gewissen Betriebszeit des Kraftfahrzeuges durch zum Teil schlagartiger,
maximaler, axialer und radialer Radbelastung dadurch am Gewinde der Schraubverbindung
lokale, partielle Materialüberbeanspruohungen und somit auch kristalline Materialverschweißungen
(Kaltverschweißung) an den bereits im oberen Materialelastizitätsbereich vorgespannten
Gewindepartien entstehen kann.
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Dadurch kann das Drehmoment zum Lösen der Schraubverbindungen bis
2-fach größer als das Anziehdrehmoment betragen. Aus Sicherheitsgründen müssen besonders
die Schraubverbindungen der Räder oder Kettenräder von Kraftfahrzeugen drehmomentvorbestimmt
angezogen werden.
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Werden diese Schraubverbindungen mittels Kreuzschlüssel oder dergleichen
mit manueller Kraft, Mutter und Gewrndebolzen angezogen, so ist ein großer Toleranzbereich
des vorbestimmt
erforderlichen Anziehdrehmomentes der Schraubverbindung
möglich, dadurch wird die Schraubverbindung mit zu geringem oder zu großem Anziehdrehmoment
verbunden. Eine mit zu geringem Anziehdrehmoment verbundene Schraubverbindung kann
sich in Einwirkung von verschiedenartiger axialer und radialer Belastungsfälle oder
durch extreme Umgebungstemperaturschwankungen selbsttätig lösen.
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Wird andererseits die Schraubverbindung mit einem zu großen Anziehdrehmoment,
eventuell im Materialstreckbereich, verbunden, so kann durch kurzzeitige, mehrfach
schwellende, maximale Belastung der Materialbruch der Schraubverbindung verursacht
und dadurch die Schraubverbindung gelöst werden.
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Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe mit getriebezentralmittiger
Einleitung des kraftmaschinellen oder manuellen Getriebeantriebsdrehmomentes an
das getriebezentralmittig, radial, drehgelagerte Getriebesystem mit mehreren Zahnrädern
und getriebezentralmittiger Ableitung des Getriebeabtriebsdrehmomentes vom Getriebesystem,
das Antriebs- und Abtriebszahnrad des Getriebes getriebezentralmittig drehzulagern,
die weiteren Zahnräder zur Antriebsdrehzahlreduktion und somit Antriebsdrehmomentvergrößerung
geometrisch und kinematisch am Getriebesystem so anzuordnen, daß die am Getriebesystem
wirkenden Drehmomente und Kräfte sich e gegenwirkend aufheben bziehungsweise kompensiert
werden und dadurch das Getriebereaktionsdrehmoment kompensiert wird und das Getriebesystem
keine starre Verbindung mit dem Getriebegehäuse
oder sonstige
Kraftabstützung, außer dem Antriebszahnrad, benötigt und daß das Getriebe auch durch
Drehung des Getriebegehäuses angetrieben werden kann. Das Getriebe gleichartig in
beiden Abtriebsdrehrichtungen zu betreiben und daß das Getriebe ein geringes Eigengewicht
beziehungsweise großes Leistungsgewicht und geringes Getriebevolumen besitzt.
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Erfindungsgemäß soll an der Getnebeantriebsseite eine in beiden Abtriebsdrehrichtungen
und drehrichtungsvorbestimmt wirkende Drehmoment-Begrenzungskupplung, vorteilhaft
mit dem Getriebe integriert, vorgesehen sein.
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Wird das erfindungsgemäße Getriebe zum Lösen und Anziehen von Schraubverbindungen
verwendet und sind die Schraubverbindungen mit rechtsgängigem Gewinde ausgeführt,
so ist die erfindungsgemäße Drehmoment-Begrenzungskupplung für die Abtriebsdrehrichtung
"Rechts" des Getriebes auf das vorbestimmte Anziehdrehmoment der Schraubverbindung
eingestellt und in der Abtriebsdrehrichtung "Links" schützt die Drehmoment-Begrenzungskupplung
das Getriebe vor Überbeanspruchung beziehungsweise Getriebebruch.
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Die Verstellung beziehungsweise Einstellung der Drehmoment-Begrezungskupplung
für verschieden große begrenzte Getriebeabtriebsdrehmomente, soll schnell und einfach
möglich sein.
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Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung sind der folgenden Beschreibung
eines Ausführungsbeispieles und der Zeichnung zu entnehmen.
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In der Zeichnung ist: Fig. 1 Seitenansicht des Getriebehandgerätes
Fig. 2 Draufsicht des Getriebehandgerätes Fig. 3 Vorderansicht des Getriebehandgerätes
Fig. 4 Mittiger Längsschnitt durch das Planetengetriebe Fig. 5 Kinematische Prinzipdarstellung
des Planetengetriebes Fig. 6 Querschnitt durch das Planetengetriebe in der Schnittlinie
I-I Fig. 7 Querschnitt durch die Drehmoment-Begrenzungskupplung in der Schnittlinie
II-II
Das in der Zeichnung Fig. 4, 5 und 6 dargestellte Planetengetriebe
besteht im wesentlichen aus dem Getriebegehäuse 1 - aus Aluminiumdruckguß - dem
innenverzahnten Abtriebszahnrad 2 mit angeformten Abtriebswellenzapfen 2.1, Antriebszahnrad
3 mit angeformter Antriebswelle 3.1 und Wellenzapfen 3.2 und 3.3, Zwischenzahnrad
4 mit angeformten Wellenzapfen 4.1, den beiden gleichgroßen Planetenzahnrädern 5
mit angeformten Wellenzapfen 5.1, dem innenverzahnten Zahnrad 6 mit angeformten
Hohlwellenzapfen 6.1, dem auf der Antriebswelle 3.1 radial drehgelagerten kreisrunden
Lagerkörper 7 aus Stahl, den beiden Rillenkugellagern 8 mit Deck- und Dichtscheiben,
dem kreisrunden Getriebelagerkörper 9 aus Aluminiumdruckguß und den PTFE (Polytetrafluorätylen)
beschichteten Gleitlagern 2.3, 3.4, 4.3, 5.3 und 6.2 und den Sicherungsringen 4.2
und 5.2 sowie dem Distanzrohr 19.
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Die Antriebswelle 3.1 mit angeformten Antriebszahnrad 3 und Wellenzapfen
3.2 und 3.3, ist getriebezentralmittig im Rillenkugellager 8 des Getriebelagerkörpers
9 und im Gleitlager 2.3 des Abtriebszahnrades 2 radial drehgelagert.
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Getriebezentralmittig ist das Abtriebszahnrad 2 im Rillenkugellager
8 des Getriebegehäuses 1 und im Verbund der Antriebswelle 3.1 auf dem Wellenzapfen
3.2 radial drehgelagert. In Distanz a von der Antriebswelle 3.1 ist das Zwischenzahnrad
4 mittels des angeformten Wellenzapfens 4.1 im Gleitlager 4.3 des Lagerkörpers 7
drehgelagert. Gleichermaßen sind die beiden Planetenzahnräder 5 mittels ihrer angeformten
Wellenzapfen 5.1 in den Gleitlagern 5.3 des Lagerkörpers 7, in Distanz f zur Antriebswelle
3.1 drehgelagert.
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In Distanz a zur Antriebswelle 3.1 ist das innenverzahnte Zahnrad
6 mittels des angeformten Hohlwellenzapfens 6.1 und eingepreßten Gleitlager 6.2
auf dem Lagerkörper 7 radial drehgelagert. Der Außendurchmesser D7 des kreisrunden
Lagerkörpers 7 ist mit einer Passungstoleranz H 7/ r 6 der Innendurchmesser des
Gleitlagers 6.2.
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Der Lagerkörper 7 ist mittels des eingepreßten Gleitlagers 3.4 auf
der Antriebswelle 3.1 radial drehbar gelagert. Durch die Sicherungsringe 4.2 und
5.2 und ihrer Stirnseiten ist das Zwischenzahnrad 4 und die beiden Planetenzahnräder
5 gegen axiale Verschiebung zum Lagerkörper 7 gesichert beziehungsweise fixiert.
Das Zahnrad 6 ist durch die Stirnseite des Lagerkörpers 7 und Abtriebszahnrad 2
und die Antriebswelle 3.1 mit Antriebszahnrad 3 durch die beiden Rillenkugellager
8 und Distanzrohr 19 gegen axiale Verschiebung gesichert.
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Die Rillenkugellager 8 sind im Getriebegehäuse 1 und im Getriebelagerkörper
9 auch axialverschiebesicher gelagert.
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Die in Fig. 4 und 7 der Zeichnung dargestellte Drehmoment-Begrenzungskupplung,
im Getriebelagerkörper 9 integriert, besteht im wesentlichen aus den Gewindestiften
10 mit Innensechskant, den Tellerfedern 11, den ringförmigen Gleitlagern 12 mit
PTFE-Beschichtung, den kreisrunden Druckscheiben 13 mit Innenbohrung zur Führung
und Lagerung der Stahlkugel 14, den Stahlkugeln 14, der kreisrunden Drehkraftübertragungs
scheibe 15 mit mehreren Außennuten 15.1 mit den Flanken 15.2
und
15.3, die mit Blankenwinkelt und X ausgebildet sind.
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Die Drehkraftübertragungsscheibe 15 ist auf dem Wellenzapfen 3.3 der
Antriebswelle 3.1 gelagert und mit dieser verdrehsicher und starr mittels des Zylinderstiftes
16 verbunden.
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Mittels der Gewindestifte 10, Bohrungen 1.2, ist der Getriebelagerkörper
9 verdrehsicher, axialfixiert und drehkraftübertragungswirksam mit dem Getriebegehäuse
1 verbunden, wenn das Antriebsdrehmoment des Getriebes über das Getriebegehäuse
1, q Drehmoment-Begrenzungskupplung, Bauteile 10, 11, 12, 13, 14, 15 und 16, an
die Getriebeantriebswelle 3.1 übertragen wird.
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Der Abtriebswellenzapfen 2.1 des Abtriebszahnrades 2 soll entsprechend
der erforderlichen formschlüssigen Kraftübertragungsverbindung der anzutreibenden
Arbeitsmaschine oder Werkzeug ausgebildet sein.
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In Fig. 4 der Zeichnung ist der Abtriebswellenzapfen 2.1 als Vierkant
3/4" ausgebildet, damit Steckschlüsseleinsätze 20 mit 3/4 Innenvierkant und Innensechskant
verschiedener Dimensionierung mit dem Abtriebswellenzapfen 2.1 des Getriebes antriebswirksam
verbunden werden, wenn das erfindungsgemäße Getriebe als Handgerät zum Anziehen
und Lösen von Schraubverbindungen verwendet wird.
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Die e dabei in dem Vierkant des Abtriebswellenzapfens 2.1 integrierte
druckfederbelastete Einrastkugel 2.2 dient zur axialen Verschiebesicherung der Steckschlüsseleinsätze.
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Wie in den Fig. 1, 2 und 3 der Zeichnung dargestellt, daß das erfindungsgemäße
Getriebe mit manueller Antriebskraft FH zum Lösen und Anziehen von Schraubverbindungen
verwendet wird, daß der Steckschlüsseleinsatz 20 nicht direkt auf das Vierkant 2.1,
sondern mit einer Verlängerungswelle 19 mit Außen- und Innenvierkant 3/4" formschlüssig
lösbar verbunden wird und das dadurch der Abstand der Steckschlüsseleinsätze zum
Getriebe variiert werden kann. Dabei ist das Innenvierkant der Verlängerungswelle
19 mit dem Außenvierkant 2.1 formschlüssig, lösbar verbunden. In dieser Verwendung
des erfindungsgemäßen Getriebes sind, wie auch in Fig. 4 dargestellt, am Getriebegehäuse
1 die Gabelteile 1.1 angeformt und in den Gabelteilen 1.1 ist der Bedienungshebel
17, mit der Länge b, aus Aluminiumrohr gelagert beziehungsweise ist lösbar sowie
starr mit den Gabelteilen 1.1 und somit mit dem Getriebegehäuse 1 verbunden.
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Das Antriebsdrehmoment M3 beträgt dabei FH x b und wird über das Getriebegehäuse
1 und der Drehmoment-Begrenzungskupplung, Bauteileql10 11, 12, 13, 14, 15 und 16
an die Antriebswelle 3.1 übertragen.
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Der in Fig. 2 und 4 dargestellte Gewindestift 18 mit Innensechskant
dient zur axialen Verschiebesicherung des Bedienungshebels 17 gegenüber den Gabelteilen
1.1 und ist schraubbar mit dem Getriebelagerkörper 9 und formschlüssig mit dem Bedienungshebel
17 mittels Bohrung 17.1 verbunden.
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Dadurch kann der Bedienungshebel 17 bei Bedarf auch wieder von den
Gabelteilen 1.1 entfernt werden. Auch können dadurch verschieden lange und verschieden
ausgebildete Bedienungshebel 17 verwendet werden.
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In Fig. 5 und 6 ist das kinematische Prinzip und die geometrische
Anordnung der Zahnräder sowie die am Getriebesystem wirkenden Kräfte dargestellt.
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Da zwar das erfindungsgemäße Getriebe gleichermaßen für beide Abtriebsdrehrichtungen
betrieben werden kann, wird in der weiteren nachfolgenden Beschreibung das kinematische
Prinzip in der Antriebs- und Abtriebsdrehrichtung, L=Links, erklärt. Gleichermaßen
sind in der Fig. 5 die wirkenden Kräfte für die Drehrichtung L dargestellt. Die
Dimensionen und Baumaße des erfindungsgemäßen Getriebesystems sollen für ein Ausführungsbeispiel
wie folgt bemessen sein: Der Teilkreisdurchmesser des Antriebszahnrades 3, D3 =
26mm, Z3 = 12 (Zähnezahl), m = 2 (Modul), des Zwischenzahnrades 4, D4 = 18 mm, Z4
= 8, m = 2, der beiden Planetenzahnräder 5, D5 = 26 mm, Z5 = 12, m = 2, des innenverzahnten
Zahnrades 6, D6 = 7° mm, Z6 = 36, m = 2 und der Teilkreisdurchmesser des innenverzahnten
Abtriebszahnrades 2 soll D2 = 88 mm, Z2 = 449 m = 2 betragen. Die Zahnräder 4, 5
und 6 werden bedingt durch die vorgenannten Dimensionierungen und das bedingt durch
die erfindungsgemäße kinematische und geometrische Anordnung und Distanzierung der
Zahnräder des Getriebesystems die Zahnräder, Zahn gegen Zahnlücke beziehungsweise
umgekehrt, positioniert sind, mit Zahnprofilverschiebung ausgeführt.
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Die Distanz a beziehungsweise der Abstand der Drehmitte des Zahnrades
3 und 4 beträgt somit a = (D+D4) = (26+18)-2 = 44-2 22 mm.
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Die Distanz a1 zwischen Zahnrad 4 und 5 beträgt a1 = (D4+D5) = (18+26)-2
= 44-2 = 22 mm.
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Der Winkel beträgt somit tgOC= axa1 1 = 22x221 = 1 = 45°.
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Somit beträgt die Distanz f zwischen Zahnrad 3 und Zahnrad 5 £ = a
æ (sin 45°)-1 = 22 x 0.707-1 = 31.1 mm.
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Die Distanz f soll abgerundet 31 mm betragen. Da das innenverzahnte
Zahnrad 6 mit den Planetenzahnrädern 5 kinematisch verbunden und verzahnt sein soll,
befindet sich seine Drehmitte in der Drehmitte des Zwischenzahnrades 4 und somit
in Distanz a zum Antriebszahnrad 3.
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Der Teilkreisdurchmesser D6 des Zahnrades 6 beträgt somit 6= 2 x a1
+ D5 = 2 x 22 + 26 = 70 mm.
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Das innenverzahnte Abtriebszahnrad 2 soll auch mit den beiden Planetenzahnrädern
5 kinematisch verbunden und verzahnt sein, aber die Drehmitte befindet sich, wie
der des Antriebszahnrades 3, in der Getriebezentralmitte W.
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Der Teilkreisdurchmesser D2 des Abtriebszahnrades 2 beträgt somit
D2 = 2 x f + D5 = 2 x 31 + 26 = 88 mm.
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Die beiden Planetenzahnräder 5 sind somit mit dem innenverzahnten
Zahnrad 6 und mit dem innenverzahnten Abtriebszahnrad 2 kinematisch und kraftübertragungswirksam
verbunden beziehungsweise verzahnt.
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Zur Erreichung eines relativ geringen Eigengewichtes beziehungsweise
relativ großen Leistungsgewichtes des erfindungsgemäßen Getriebes, bedingt durch
das kinematische Prinzip des Getriebesystems und das technologisch optimiert, relativ
große Drehkräfte übertragen werden sollen, sollen die Zahnräder 2, 3, 4, 5 und 6
und ihre angeformten Wellen, vorzugsweise aus Vergütungsstahl 30 CrNiMo 8 mit einer
Zugfestigkeit von ca. 1200 - 1450 N mm 2, ausgeführt werden.
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Der Außendurchmesser C des kreisrunden Getriebegehäuses 1 bestimmt
sich in Abhängigkeit von a und D6 x 2 1 und beträgt 138 mm (Millimeter).
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Kinematisch verbunden und verzahnt zueinander ist das Zahnrad 3 mit
dem Zahnrad 4 und 6, und das Zahnrad 4 mit dem Zahnrad 3 und den beiden Zahnrädern5
und die beiden Zahnräder 5 mit dem Zahnrad 4, 6 und 2.
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Die Berührungs- beziehungsweise Abwälzlinie des Zahnrades 5 mit dem
Zahnrad 6 sowie mit dem Zahnrad 2 ist in Drehwinkeldistanz = 450 voneinander distanziert
und liegt in der Koordinatenachse x1 - x1 und Zahnrad 5/Zahnrad 2, in der Verlängerung
der Mittelachse Zahnrad 3/Zahnrad 5.
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Wie bereits erklärt, ist der kreisrunde Lagerkörper 7 radial drehbar
auf der Antriebswelle 3.1 gelagert und die Zahnräder 4 und 5 sind mittels ihrer
Wellenzapfen 4.1 und 5.1 im und das innenverzahnte Zahnrad 6 mittels seines Hohlwellenzapfens
6.1 auf dem Lagerkörper 7 radial drehgelagert. Aus funktionellen Gründen soll die
Verzahnung zwischen
den Zahnrädern 3 und 6 sowie 5 und 6 mit sehr
geringem und die Verzahnung zwischen den Zahnrädern 3 und 4, 4 und 5 sowie 5 und
2 mit größerem Zahnflankenspiel ausgeführt werden.
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In den nachfolgenden Berechnungen werden die Reibungskräfte beziehungsweise
Reibungsverluste nicht berücksichtigt. Wird das Antriebszahnrad 3 mit einem Antriebsdrehmoment
M3 = 260 N m angetrieben, so entsteht am Teilkreisdurchmesser D3 eine Antriebskraft
F3 = M3 x (D3 x 2-1 x 1000-1)-1 = 260 x (26 x 2 1 x 10001)1 = 20 000 N.
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Die Antriebskraft F 3 wirkt bedingt durch das vorgesehene Zahnflankenspiel
zwischen den Verzahnungen der Zahnräder des Getriebesystems zuerst antriebswirksam
am Zahnrad 6 gegen die Gegenkraft 2 x F2 x 2 1 des Abtriebszahnrades 2.
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In dieser momentanen statischen Situation ist das Getriebesystem kraftübertragungsinstabil,
da das Zwischenzahnrad 4 noch nicht funktionell wirksam geworden ist. Das Zahnrad
6 mit dem Lagerkörper 7 dreht sich dabei mit sehr geringem Drehwinkel, in Abhängigkeit
der vorbestimmten Zahnlückenspiele, um die Getriebezentralmittenachse, entgegen
der jeweiligen Abtriebsdrehrichtung, bis das Zahnrad 4 mit dem Zahnrad 3 und den
beiden Planetenzahnrädern 5 kraftübertragungswirksam verbunden ist.
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Diese kinematische Bedingung in Abhängigkeit der geometrischen Anordnung
der Zahnräder 2, 3, 4, 5 und 6, die Kraftrichtung der antriebswirksamen Kräfte dadurch
vorbestimmt ist und die Größe der antriebswirksamen Kräfte in
Abhängigkeit
der Antriebskraft F3 am Getriebesystem so wirksam werden, daß s ich sämtliche am
Getriebesystem wirksamen Kräfte und die daraus resultierenden, am Lagerkörper 7
wirkenden Drehmomente, sich ausgleichen beziehungsweise kompensiert werden.
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Bedingt durch den Winkel α= 45 , der Antriebskraftübertragung
von dem Zahnrad 6 und 4 auf die beiden Planetenzahnräder 5 und von diese auf das
Zahnrad 2, wird vom Zahnrad 6 nur die Komponentenkraft f3.1 = F2 x sinα an
das Abtriebszahnrad 2 übertragen.
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Da F2 = F3 3 beträgt, ist somit F3.1 = F3 x sind Bei einer Antriebskraft
von F3 = 20 000 N beträgt somit die von dem Antriebszahnrad 3 auf das Zahnrad 6
übertragene Antriebskraft F3.1 = 20 000 x sin 450 = 20 000 x 0,70 = 14 000 F3.1
= 14 000[N] Die Restkraft des Antriebszahnrades 3 beträgt F3.2 = F3 - F3.1 = 20
000 - 14 000 = 6000 F3.2 = 6000[N] und wird vom Zahnrad 3 auf das Zahnrad 4 und
somit auf die beiden Planetenzahnräder 5 antriebswirksam übertragen.
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Pro Planetenzahnrad 5 wirkt somit eine Antriebskraft F5 = F3.1 x 2-1
+ F3.2 x 2-1 [N] die, vom Zahnrad 5 auf das Abtriebszahnrad 2 übertragen wird.
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F5 = F3.1 x 2-1 + F3.2 x 2-1 [N] F5 = 14 000 X 2 1 + 6000 x 2-1 =
7000 + 3000 = 10 000 F5 = 10 000 NJ Da das Abtriebszahnrad 2 von beiden Planetenzahnrädern
5 angetrieben wird, beträgt die Antriebskraft F2 des Abtriebszahnrades 2 F2 = 2
x F5 = 2 x 10 000 = 20 000 F2 = 20 000 F2 = F3 = 20 000 [N] Das Abtriebsdrehmoment
M2 des Abtriebszahnrades 2 beträgt somit M2 = F2 x (D2 x 2-1 x 1000-1) [Nm] M2 =
20 000 x (88 x 2-1 x 1000-1) = 20 000 x 0,044 = 880 M2 = 880 ENml Die Drehmomentvergrößerung
zwischen dem Antriebszahnrad 3 und Abtriebszahnrad 2 beziehungsweise des Planetengetriebes
beträgt somit iM = M2 x M3-1 = 880 x 260-1 = 3,38 x 1-1 iM = 3,38 x 1-1 Bei einer
Antriebsdrehzahl des Antriebszahnrades 3 von n3 = 1 min beträgt die Abtriebsdrehzahl
des Planetengetriebes beziehungsweise die Drehzahl des Abtriebszahnrades
n2
= n3 x D3 x D2-1 = 1 x 26 x 88-1 = 0,295 n2 = 0,295 min-1 Die Drehzahlreduktion
des Planetengetriebes beträgt somit = n3 x n2-1 = 1 x 0,295-1 = 3,38 x 1-1 = 3,38
x 1-1 Am Lagerkörper 7 sind folgende Drehmomente wirksam: Gegen die Antriebs- und
Abtriebsdrehrichtung L - M7 = F2 x (f + D5 x 2-1 x 1000-1) [Nm] - M7 = 20 000 x
(31 + 26 x 21 x 1000-1) = 20 000 x 0,044 = 880 - M7 = 880 [Nm] In der Antriebs-
und Abtriebsdrehrichtung L + M7 = F6 x (a1 x D5 x 2 1 x 1000 ) + F3.2 x a x 1000-1
+ F3.2 x (f + D5 x 1000-1) [Nm] + M7 = 14 000 x (22 + 26 x 2 1 x 1000-1) + 6000
x 22 x 1000-1 + 6000 x (31 + 26 x 2 1 x 1000-1) = 14 000 x 0,35 + 6000 x 0,022 +
6000 x 0,044 + M7 = 490 + 132 + 258 = 880 + M7 = 880 [Nm] Die Differenz # der am
Lagerkörper 7 wirkenden Drehmomente beträgt somit # M7 = + M7 - M7 = 880 - 880 =
0 [Nm]
Die gegen den Lagerkörper 7 wirkenden Drehmomente, wie auch
für den vorgenannten Belastungsfall berechnet, gleichen sich gegenseitig aus, der
Lagerkörper 7 ist somit in Abhängigkeit der Aufteilung der Antriebskraft F3 in die
Teilantriebskräfte F3.1 und F3.2 verdrehstabilisiert und das Getriebesystem ist
dadurch kraftübertragungswirksam.
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Wie in der Fig. 5 der Zeichnung dargestellt, sind alle auf das Getriebe
system beziehungsweise auf die Getriebezentralmitte W in der Koordinatenachse x-x
und y-y wirkenden Kräfte ausgeglichen beziehungsweise kompensieren sich.
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Kräfte in Richtung x-x x-x =F 3.1 +F3.2 = 14 000 + 6000 = 20 000 +
F = 20 x-x Fx-x = F2 x cos.α + F3.2 = 20 000 x cos. 45° + 6000 - Fx-x = 20
000 x 0,7+ 6000 = 14 000 + 6000 - Fx-x = - 20 000FN3 #Fx-x = +Fx-x - Fx-x = 20 000
- 20 000 = 0 #Fx-x = 0[N] Kräfte in Richtung y-y +Fy-y = F3.1 x 2-1 + F3.2 x 2-1
= 14 000 x 2-1 + 6000 x 2-1 + F = 7000 + 3000 y-y + Fy-y = 10 000 [N] - Fy-y = -
(F3.1 x 2-1 + F3 1 x 2-1) = - (14 000 x 2 1 + 6000 x 2-1)
- Fy-y
= (7000 + 3000) = - 10 000 - Fy-y = -10 000 [N] #Fy-y = + Fy-y # Fy-y = 10 000 -
10 000 = 0 #Fy-y = 0 [N] Wird das erfindungsgemäße Planetengetriebe, wie in den
Fig. 1, 2 und 3 der Zeichnung dargestellt, als Handgerät mit manueller Antriebskraft
FH verwendet und beträgt, wie für die beispielhafte vorgenommene Kräfte- und Drehmomentenberechnung
eines Ausführungsbeispieles angenommen, das Antriebsdrehmoment M3 = 260 Nm und soll
die Länge b des Bedienungshebels 17 b = 800 mm = 0,8 m sein, so ist pro Bedienungshebelseite
b x 2 1 eine Handkraft FH x 2 erforderlich.
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FH x 2-1 = M3 x (2 x b x 2 1)1 [N] FH x 2 1 = 260 x (2 x 0,8 x 2-1)-1
= 260 x 0,81 = 325 N FH x 2-1 = 325 [N] Der Bedienungshebel 17 kann auch einseitig
mit dem Getriebegehäuse 1 verbunden sein.
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Die in den Fig. 4 und 7 der Zeichnung dargestellte Drehmoment-Begrenzungkupplung
ist mit dem Getriebegehäuse 1 kraftübertragungswirksam verbunden, wenn das Getriebeantriebsdrehmoment
M3 über das Getriebegehäuse 1 auf das Getriebesystem übertragen wird.
-
Wird das erfindungsgemäße Getriebe zum Anziehen und Lösen von Schraubverbindungen
verwendet und die Schraubverbindungen vorbestimmt
mit rechtsgängigem
Schraubgewinde ausgeführt, so ist die Drehmomentbegrenzung der Drehmoment-Begrenzungs
kupplung drehrichtungsvorbestimmt In Antriebs- und Abtriebsdrehrichtung R, Rechtsdrehung
der Antriebswelle 3.1 und des Abtriebswellenzapfens 2.1,entsprechend dem erforderlichen
Anziehdrehmoment M2 der Schraubverbindung und in der Drehrichtung L entsprechend
eines 2-fach größeren Lösungsdrehmomentes als das Anziehdrehmoment und zum Schutz
vor Getriebeüberbelastung, das Abtriebsdrehmoment M2 begrenzt wird.
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Soll beispielhaft das Abtriebsdrehmoment M2 in der Getriebeabtriebsdrehrichtung
R gleich M2R = 440 Nm und in Getriebeabtriebsdrehrichtung L gleich maximal M2L =
2 x M2R = 880 Nm betragen, so ergeben sich folgende technische Daten für die beispielhaft
bemessene Drehmoment-Begrenzungskupplung.
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Beträgt der Außendurchmesser D15 der Drehkraftübertragungsscheibe
15, D15 = 60 mm = 0,06 m, so wirkt an der Drehkraftübertragungsscheibe 15 eine Radialkraft
FL oder FR entsprechend dem drehrichtungsvorbestimmten Antriebsdrehmoment M3L und
M3R.
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FL = M2L x iM-1 x (D15 x 2-1)-1 = M3L x (D15 x 2-1)-1 [N] FL = 880
x 3,38-1 x (0,06 x 2-1)-1 = 260 x 0,03-1 = 8666 FL = 8666 [N] FR =440 x 3,351 x
(0,06 x 2 1) 1 = 130 x 0,03-1 = 4333 FR = 4333tNJ
Wird die Drehmoment-Begrenzungskupplung
mit sechs druckfederbelasteten Stahlkugeln 14, Tellerfedern 11 undsoweiter ausgerüstet,
so ergibt sich pro Stahlkugel 14 eine Radialkraft FL6 = = FL x 6 1 = 8666 x 6-1
= 1444 = 1444 [N] FR6 = FR x 6-1 = 4333 x 6-1 = 722 FR6 = 722 [N] Wirkt auf die
Stahlkugel 14 eine Vorspannkraft FF der Tellerfedern 11 von FF = 722 N, so ergibt
sich in Abhängigkeit der Radialkraft FL6 = 1444 N ein Flankenwinkel der Nutflanke
15,2 von tg# = FL6 x FF-1 tg# = 1444 x 722-1 = 2, entspricht einem Winkel y = 63°
30' FL6R = FL6 x sin#-1 FL6R = 1440 x sin 63° 30-1' = 1444 x 0,894-1 = 1615 FL6R
= 1615 [N] In Abhängigkeit von FR6 und FF ergibt sich der Flankenwinkel # der Nutflanke
15,3 tg# = FR6 x FF-1
tgX= 722 x 722-1 = 1, entspricht einem Winkel
# = 45° FR6R = FR6 x sin X LNJ FR6R = 722 x sin 45°-1 = 722 x 0,7-1 = 1031 FR6R
= 1031 [N] Wird das maximale vorbestimmte Abtriebsdrehmoment in Abtriebsdrehrichtung
R, M2R = 440 Nm und in Abtriebsdrehrichtung L, M = 880 Nm erreicht, so soll in Verwendung
des erfindungsgemäßen Planetengetriebes als Handgerät zum Anziehen und Lösen von
Schraubverbindungen, auch zur Vermeidung von körperlichen Verletzungen der Bedienungsperson
durch den Bedienungshebel 17, die Stahlkugeln 14 nach einem Drehwinkel ß wieder
in die benachbarten Nuten 15.1 der Drehkraftübertragungsscheibe 15 einrasten.
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Dadurch wird für die Bedienungsperson in Handkraftwirkung am Bedienungshebel
17 bemerkbar, wenn das maximale Abtriebsdrehmoment M2R oder M2L erreicht ist. Der
Drehwinkel soll beispielsweise, wie in Fig. 7 dargestellt, = 450 betragen.
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Mit der Möglichkeit, den Flankenwinkelt und t und die Vorspannkraft
FF der Tellerfedern 11 vorbestimmt zu verändern, wird mit der erfindungsgemäßen
Drehmoment-Begrenzungskupplung, Bauteile 9, 10, 11, 12, 13, 14, 15 und 16, auch
eine große Anpassungsfähigkeit, mit sehr geringem Aufwand, der
Drehmoment-Begrenzungskupplung
für die verschiedenartigen Betriebsbedingungen des erfindungsgemäßen Planetengetriebes
erreicht.
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Die jeweils eingestellte Vorspannkraft FF der Druckfedern 11 in Abhängigkeit
der Federkonstante, FF pro Millimeter Federvorspannweg, kann durch das Maß z, Abstand
zwischen der Stirnseite des Gewindestiftes 10 und Getriebegehäuse 1, bestimmt werden.
Wird das Antriebsdrehmoment M3 nicht über das Getriebegehäuse 1 auf die Antriebswelle
3.1 eingeleitet, so ist die Drehmoment-Begrenzungskupplung nicht mit dem Getriebegehäuse
1 starr und kraftübertragungswirksam verbunden.
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Mit dem erfindungsgemäßen Planetengetriebe wird auch eine wirtschaftliche
Variation der Antriebsdrehzahlreduktion, ohne Dimensionierungsveränderung des Gehäusedurchmessers
C des Getriebegehäuses 1, des Teilkreisdurchmessers D3 des Antriebszahnrades 3,
134 des Zwischenzahnrades 4, D5 der beiden Planetenzahnräder 5 und D6 des innenverzahnten
Zahnrades 6 sowie des Lagerkörpers 7, erreicht. Bei konstantem Teilkreisdurchmesser
D5 des Planetenzahnrades 5 in Verzahnung mit dem Zahnrad 6, kann der Teilkreisdurchmesser
D5 des Planetenzahnrades 5, als 135v bezeichnet, in Verzahnung mit dem innenverzahnten
Abtriebszahnrad 2, größer und kleiner als D ausgeführt werden.
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Entsprechend der Dimensionierung von D5v bei konstanter Bemessung
von f, a und a1, verändert sich nur der Teilkreisdurchmesser D2 des Abtriebszahnrades
2. Werden die beiden
Planetenzahnräder 5 in Verzahnung mit dem
Zahnrad 6 und 2 nicht mit gleichem Teilkreisdurchmesser 135 ausgeführt, sondern
in Verzahnung mit dem Zahnrad 6 in konstanter Dimensionierung D5, Z5 und in Verzahnung
mit dem Abtriebszahnrad 2, beispielsweise D5v = Z x m x1,5+1 ausgeführt, 5 1,5 so
wird mit dieser Maßnahme die Abtriebsdrehzahlreduktion und die Abtriebsdrehmomentvergrößerung
für das Ausführungsbeispiel des erfindungsgemäßen Planetengetriebes wie folgt variiert.
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Die Antriebsdrehzahlreduktion beträgt maximal (max.) und minimal (min.):
D5vmin = Z5 x m x 1,5-1 = 12 x 2 x 1,5-1 = 16 D5vmin = 16 mm, Z5v = 8, m = 2 D2min
= 2 x f + D5vmin = 2 x 31 + 16 = 78 D2 = 78 mm, Z2 = 39, m = 2 min n2 = n3 x D3
x D5v x D5-1 x D2-1 min min n2 = 1 x 26 x 16 x 26-1 x 78 1 = 0,205 min n2 = 0,205[min1J(
min gleich Umdrehungen pro min Minute)
Die maximale Antriebsdrehzahlreduktion
in beträgt somit: inmax= n3 x n2min-1 min-1 inmax= 1 x 0,205-1 = 4,87 x 1-1 inmax=
4,87 x 1-1 D5Vmax= Z5 x m x 1,5+1 = 12 x 2 x 1,5 = 36 D5Vmax= 36 mm, Z5v = 18, m
=2 D2Vmax= 2 x f + D5Vmax = 2 x 31 + 36 = 98 D2Vmax= 98 mm, Z2max =49, m = 2 n2max
= n3 x D3 D5vmax x D5 x D2-1 [min-1] n2 = 1 x 26 x 36 x 26 1 x 98 1 = 0,36 max n0
= 0,36[min-1] max
Die minimale Abtriebsdrehzahlreduktion inmin
beträgt somit: inmin = n3 x n2max-1 [min-1] inmin = 1 x 0,36-1 = 2,77 x 1-1 inmin
= 2,77 x 1-1 Bei maximaler Antriebsdrehzahlreduktion inmax = 4,87 x 1-1 beträgt
das Abtriebsdrehmoment M2max gleich: M2max = F3 x D5 x d5vmin-1 x (D2min x 2-1 x
1000-1)[Nm] M2max = 20 000 x 26 x 16-1 x (8 x 2-1 x 1000-1) M2max = 20 000 x 1,62
x 0,039 = 1263 M2max = 1263[Nm] Bei minimaler Antriebsdrehzahlreduktion inmin =
2,77 x 1-1 beträgt das Abtriebsdrehmoment M2max gleicht: M2max = F3 x D5 x D5vmax-1
x (D2max x 2-1 x 1000-1)[Nm] M2max = 20 000 x 26 x 36-1 x (98 x 2-1 1000-1)
M2max
= 20 000 x 0,72 x 0,049 = 707 M2 = 707 Nm min Bei entsprechender Bemessung von a,
a1 und f kann die Variation des Teilkreisdurchmessers D5v gegenüber dem konstanten
Teilkreisdurchmesser D5 auch größer als 1,5+1 bis 1,5-1 vorgenommen werden.
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Damit die auf dem Lagerkörper 7 wirkenden positiven und negativen
Drehmomente sich ausgleichen beziehungsweise sich kompensieren, kann die Distanz
a auch größer als a1 bemessen sein, um ein größeres positives Drehmoment F3 2 x
a, gleichermaßen in Abtriebsdrehrichtung L oder R wirkend, zu erreichen.
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In Aufgabenstellung des erfindungsgemäßen Planetengetriebes soll auch
das Eigengewicht des Getriebes in Abhängigkeit von a, a1 und f sowie technologisch
optimierter, relativ kleiner Durchmesser D2 und D6 der Zahnräder 2 und 6 und der
Durchmesser D7 des Lagerkörpers 7, dadurch bedingt auch der Durchmesser C des Getriebegehäuses
1,relativ klein bemessen sein.
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Abgesehen von den Vorteilen eines geringeren Aufwandes, sind technologische
Vorteile auch darin zu sehen, daß bei einem günstigen Verhältnis zwischen Gehäusedurchmesser
C und Abtriebsdrehmoment M2, sowie eines sehr geringen Getriebevolumens beziehungsweise
großen Getriebeleistungsvolumens, eine größere Anpassungsfähigkeit des Planetengetriebes
an die bauliche Umgebung der anzutreibenden Arbeitsmaschine erreicht wird.
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Dadurch kann auch bei beengter räumlicher Umgebung der Arbeitsmaschine
oder das mehrere Planetengetriebe in geringer Distanz zueinander an oder in der
Arbeitsmaschine plaziert werden, auf zusätzliche Kraftübertragungselemente zwischen
dem erfindungsgemäßen Planetengetriebe und der Arbeitsmaschine oder sonstigen erforderlichen
baulichen Aufwand verzichtet werden.
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Auch in beengter baulicher Umgebung der Arbeitsmaschine ist es vorteilhaft,
daß das erfindungsgemäße Planetengetriebe auch über das Getriebegehäuse 1 durch
kraftmaschinellen Antrieb, wie elektromotorisch, elektromagnetisch, hydraulisch
oder pneumatisch, angetrieben werden kann und daß das Getriebevolumen gering und
das Getriebeleistungsvolumen groß ist.
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Dadurch kann das erfindungsgemäße Planetengetriebe in Integrierung
der Arbeitsmaschine radial durch das Getriebegehäuse 1, Durchmesser C, auch in oder
an der Arbeitsmaschine drehgelagert sein. Mittels der radialen Drehlagerung des
Planetengetriebes durch das kreisrunde Getriebegehäuse 1, Durchmesser C, kann vorteilhaft
das Planetengetriebe auch axial mit maschineller Vorstellkraft, automatisch gesteuert,
in verschiedene axiale Abtriebsdrehmomentübertragungspositionen beziehungsweise
Getriebearbeitsstellungen positioniert werden. Dadurch ergibt sich, neben anderen
technologischen Vorteilen, eine vorteilhafte Verwendung des erfindungsgemäßen Planetengetriebes
beispielsweise für Fertigungs- oder
Materialflußroboter, Wird das
erfindungsgemäße Planetengetriebe für Arbeitsmaschinen mit Positionierfunktion oder
dergleichen, wobei eine schnelle Stillstandsabbremsung des Planetengetriebes erforderlich
ist, verwendet, so kann das Bremsmoment der Getriebe- beziehungsweise Antriebsmotorbremse
geringer bemessen sein, da die Massenträgheitsmomente der Zahnräder 3, 4, 5, 6 und
2 erfindungsgemäß gering sind.
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Die manuelle Antriebskraft, Handkraft FH, kann bei einem geringen
Antriebsdrehmoment M3, statt am Bedienungshebel 17 auch am Getriebegehäuse 1, Gehäuserändelung
1.3, wirksam werden.
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Wird das erfindungsgemäße Planetengetriebe als mobiles Gerät beispielsweise
zum Lösen und Anziehen der Schraubverbindung von Bohrgestänge für die Erdöl- oder
Erdgasexplosierung verwendet und befindet sich dabei die Planetengetriebemittenlängsachse
in Paralelldistanz zur Bohrgestängenmittenlängsachse, so wirkt bedingt durch die
Kompensierung der im Getriebe system wirkenden Kräfte und Drehmomente kein Abtriebsreaktionsdrehmoment
des Getriebes auf das mobile Gerät.
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Der Lagerkörper 7 kann auch starr mit dem Getriebegehäuse 1 verbunden
sein, wenn das erfindungsgemäße Planetengetriebe nicht über das Getriebegehäuse
1, sondern direkt an der Antriebswelle 3.1 angetrieben wird.
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Im Rahmen der Erfindung sind noch mancherlei Abänderungen und andere
Verwendungen des erfindungsgemäßen Planetengetriebes möglich.
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Bezugszeichenliste 1 Getriebegehäuse 1.1 Getriebegehäusegabelteil
1.2 Getriebegehäusebohrungen 1.3 Rändelung der Getriebegehäuseoberfläche 2 Innenverzahntes
Abtriebszahnrad 2.1 Wellenzapfen von 2 2.2 Druckfederbelastete Rastkugel 2.3 Ringzylindrisches
Gleitlager für 3.2 3 Antriebszahnrad mit Außenverzahnung 3.1 Antriebswelle von 3
3.2 Antriebswellenzapfen von 3.1 3.3 Antriebswellenzapfen von 3.1 3.4 Ringzylindrisches
Gleitlager für 7 4 Zahnrad mit Außenverzahnung 4.1 Wellenzapfen von 4 4.2 Wellensicherungsring
4.3 Ringzylindrisches Gleitlager für 4.1 5 Zahnrad mit Außenverzahnung 5.1 Wellenzapfen
von 5 5.2 Wellensicherungsring 5.3 Ringzylindrisches Gleitlager für 5.1 6 Innenverzahntes
Zahnrad 6.1 Hohlwellenzapfen von 6 6.2 Ringzylindrisches Gleitlager für 6.1 7 Lagerkörper
8
Rillenkugellager 9 Getriebelagerkörper 10 Stiftschraube mit Innensechskant 11 Tellerfedern
12 Ringzylindrisches Gleitlager für 13 13 Kugelführungsscheibe 14 Kugel 15 Drehkraftübertragungsscheibe
16 Zylinderstift 17 Bedienungshebel 17.1 Bohrung in 17 18 Stiftschraube mit Innensechskant
19 Distanzrohr a Distanz der Drehmitte von 3 und 4 sowie 3 und 6 a1 Distanz der
Drehmitte von 4 und 5 b Länge von 17 c Außendurchmesser von 1 d Länge von 19 und
20 e Getriebegehäuselänge von 1 mit 1.1 f Distanz der Drehmitte von 3 und 5 Teilkreisdurchmesser
von 2 D3 Teilkreisdurchmesser von 3 D4 Teilkreisdurchmesser von 4 D5 Teilkreisdurchmesser
von 5 D6 Teilkreisdurchmesser von 6 D7 Außendurchmesser von 7 D15 Außendurchmesser
von 15 L Drehrichtung Zinks"
R Drehrichtung "Rechts" W Getriebezentralmitte
Z Verstallabstand von 10 zu 1 x - x Koordinatenachse x1- x1 Koordinatenache, in
Paralelldistanz a y - y Koordinatenachse Winkel (Vollkreis gleich 3600) ß Winkel
(Vollkreis gleich 3600) Winkel (Vollkreis gleich 360°) X Winkel (Vollkreis gleich
3600) M2 Abtriebsdrehmoment von 2 M3 Antriebsdrehmoment von 3.1 und 3 F3 Antriebskraft
von 3.1 und 3 F3.1 Teilantriebskraft von F3 F3.2 Teilantriebskraft von F3 F2 Antriebskraft
von 2 FL Radialkraft von 14 FR Radialkraft von 14 15.1 Längsnut von 15 15.2 Nutflanke
von 15.1 15.3 Nutflanke von 15.1
- L e e r s e i t e -