EP0793038A2 - Stirnradgetriebe für den Antrieb einer Walze - Google Patents

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EP0793038A2
EP0793038A2 EP96120229A EP96120229A EP0793038A2 EP 0793038 A2 EP0793038 A2 EP 0793038A2 EP 96120229 A EP96120229 A EP 96120229A EP 96120229 A EP96120229 A EP 96120229A EP 0793038 A2 EP0793038 A2 EP 0793038A2
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EP
European Patent Office
Prior art keywords
pinion
bearing
roller
drive shaft
helical gear
Prior art date
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EP96120229A
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English (en)
French (fr)
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EP0793038B1 (de
EP0793038A3 (de
Inventor
Joachim Dr. Grabscheid
Christian Schiel
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Voith Patent GmbH
Original Assignee
Voith Sulzer Papiermaschinen GmbH
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Publication date
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Publication of EP0793038A3 publication Critical patent/EP0793038A3/de
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    • D—TEXTILES; PAPER
    • D21—PAPER-MAKING; PRODUCTION OF CELLULOSE
    • D21G—CALENDERS; ACCESSORIES FOR PAPER-MAKING MACHINES
    • D21G1/00—Calenders; Smoothing apparatus
    • D21G1/0006—Driving arrangements
    • D21G1/0013—Driving arrangements for controlled deflection rolls

Definitions

  • the present invention relates to a spur gear for driving a roller, one end of which is mounted on a support bracket via a self-aligning bearing, with an external toothed ring rigidly connected to one end of the roller, a drivable pinion which meshes with the external toothed ring and which is designed as a hollow body and is mounted on a pendulum bearing on the support bracket, a drive shaft arranged laterally to the pinion, which is rotatably coupled at one end to the pinion, and an additional support bearing for the pinion, which is also located on the support bracket and is located next to the pinion bracket and which supports a radial to enable pinion tilting Game.
  • Such a spur gear is known from DE 38 04 225 A1.
  • Rolls of this type are, for example, deflection adjustment rolls or suction rolls such as those used in the paper industry, for example in dewatering presses, smoothing units and the like. be applied.
  • Such rollers have a roller shell which is rotatable about a fixed support.
  • the roller shell bends under load, the external toothed ring, which is firmly connected to the roller shell, inclines somewhat together with the end region of the roller shell relative to the non-inclinable gear housing, which also serves as a support stand for the entire roller.
  • the pinion is therefore spherical.
  • the tooth flanks consequently lie against one another along a common flank line according to the normal force to be transmitted and the position of the pinion with respect to the direction of deflection of the roll shell can be chosen arbitrarily.
  • a degree of freedom of the pinion must also be restricted, namely the tilting of the pinion about the central axis of the pinion parallel to the line of engagement due to the offset of the pinion axes and the shaft driving the pinion, which generates a frictional moment.
  • the crowning of the tooth flanks has the advantage of having an oblique load distribution that limits the transmissible torque mitigate high edge pressure. However, it may only be small, otherwise the transferable power will decrease again. The radial play is therefore chosen to be small.
  • the pinion tilting that occurs during operation of the roller causes a comparatively large additional deflection of the coupling between the drive shaft and pinion.
  • the drive shaft is designed as a clutch shaft between a drive sleeve driven by the roller drive and the pinion, this also results in a relatively large difference in the flexion angle of the clutch between the clutch shaft and pinion on the one hand and the clutch shaft and drive sleeve on the other.
  • the invention has for its object to develop a spur gear of the type mentioned so that the problems mentioned are overcome.
  • the load distribution on the tooth flanks of the pinion should be improved and the flexion angle between the drive shaft and clutch should be reduced in order to make the force distribution more uniform over the tooth width and to increase the transferable power.
  • the arrangement of the additional support bearing inside the drive shaft eliminates the corresponding space requirement in the pinion, so that the drive shaft can be arranged closer to the pinion pendulum bearing and the coupling between the drive shaft and pinion has a smaller distance from the center plane of the pinion pendulum bearing. The reaction moments and forces are therefore lower and there is a more even load distribution on the tooth flanks of the pinion.
  • the coupling between the drive shaft and the pinion is preferably arranged directly adjacent to the pinion pendulum bearing.
  • Another advantage of the spur gear according to the invention is that the reaction forces occurring at the coupling between the drive shaft and pinion are at least partially absorbed and compensated for by the additional support bearing arranged in the drive shaft. This also makes the load distribution on the tooth flanks of the pinion even. Due to the small distance of the coupling between the drive shaft and the pinion from the pinion pendulum bearing, the deflection of the coupling and thus also the difference between the deflection of the coupling between a drive shaft designed as a coupling shaft and the pinion on the one hand and the coupling shaft and the drive sleeve driven by the roller drive are reduced on the other hand.
  • the two couplings can be designed for higher loads with the same size.
  • the pinion drive shaft can be coupled directly to the pinion, so that the flange existing in the known spur gear is eliminated. This reduces the moment of inertia of the pinion and increases its critical speed.
  • the power limit of the transmission according to the invention is thereby increased compared to the known transmission.
  • the radial play can be provided between the outer ring of the self-aligning bearing and the inner diameter of the drive shaft or between the inner ring of the self-aligning bearing and the outer diameter of the bearing journal.
  • a sleeve shrunk into the inner ring of the self-aligning bearing can also be provided, with the play then being present between this and the outer diameter of the bearing journal.
  • the spur gear according to the invention is used in particular for a roller which is designed as a hollow roller and in which the roller pendulum bearing is arranged essentially centrally within the external ring gear. This configuration causes the outer ring gear to only tip about its center when the roller shell is loaded and the distance between the axes of the outer ring gear and the pinion does not change.
  • the spur gear according to the invention is used for a deflection adjustment roller.
  • FIG. 1 An embodiment of the invention is shown in the drawing and is described below.
  • the single figure shows a schematic sectional view of a spur gear according to the invention and the associated end of one Roller.
  • roller 1 shows a roller 1, one end 2 of which is mounted on a support bracket 4 via a self-aligning bearing 3 and has an external ring gear 5.
  • the external ring gear 5 meshes with a pinion 6 designed as a hollow body, which is also mounted on the support bracket 4 via a self-aligning bearing 7 and is driven by a coupling shaft 8, the pinion end 9 of which is coupled to the pinion 6.
  • the roller 1 is designed as a hollow roller, the roller shell 10 of which can be rotated about a fixed support 11, which is also mounted in the support frame 4.
  • the coupling shaft 8 is arranged in a drive sleeve 12 with internal teeth 13, which is supported by two roller bearings 14 and 15 in a bearing plate 16 of the support frame 4 and is driven by a drive pin 17.
  • the internal toothing 13 of the drive sleeve 12 meshes with an external toothing 18 at the end 19 of the coupling shaft 8 remote from the pinion. In this way, rotation of the drive pin 17 is transmitted to the coupling shaft 8.
  • the coupling shaft 8 has further external toothing 20, which meshes with an internal toothing 21 of the pinion 6 so that the rotation of the drive pin 17 is finally transmitted to the pinion 6 via the coupling shaft 8.
  • the internal toothing 21 of the pinion 6 is located directly next to the centrally arranged self-aligning bearing 7 of the pinion 6, so that the coupling shaft 8 directly adjoins the self-aligning bearing 7 at the side.
  • the coupling shaft 8 is designed as a hollow shaft, which has a recess 22 on its pinion-side end 9, which receives a self-aligning bearing 23.
  • the self-aligning bearing 23 is mounted on a journal 24 which is fastened to the support frame 4 and also the self-aligning bearing 7 of the pinion 6 wears.
  • the self-aligning bearing 23 thus acts as a support bearing for the pinion 6, which counteracts tilting of the pinion 6.
  • a radial play can be provided between the outer ring 25 of the self-aligning bearing 23 and the inner circumference of the coupling shaft 8 or between the inner ring 26 of the self-aligning bearing 23 and the outer circumference of the journal 24, which allows the pinion 6 to be tilted by a predetermined amount.
  • a sleeve 27 can also be shrunk into the inner ring of the self-aligning bearing 23, the inside diameter of which is larger than the outside diameter of the journal 24 by the desired amount.
  • the pinion 6 can therefore vary according to the normal force to be transmitted by one to the line of engagement of the Twist the toothing with the external ring gear 5 vertical axis.
  • the pinion 6 Due to the axial offset between the coupling shaft 8 and the pinion 6 and the friction torque generated thereby, the pinion 6 also tilts about an axis parallel to the line of engagement as far as the clearance permits, so that there is a defined position of the pinion 6, in which a crowning of the pinion teeth is modeled kinematically.
  • the pinion 6 Due to the coupling between pinion 6 and coupling shaft 8 by means of two ring gears 20 and 21, the pinion 6 can also incline with respect to the coupling shaft 8, the inclination that occurs due to the small distance k between the center plane I of the pinion pendulum bearing 7 and the coupling 20, 21 between Coupling shaft 8 and pinion 6 is relatively small.
  • the coupling 20, 21 between the coupling shaft 8 and the pinion 6 is preferably between the self-aligning bearing 7 of the pinion 6 and the self-aligning bearing 23 arranged in the coupling shaft 8 and acting as a support bearing arranged.
  • the distance k between the clutch 20, 21 and the central plane I of the pinion pendulum bearing 7 is therefore minimal.
  • the coupling shaft 8 is directly coupled to the pinion 6.
  • the pinion 6 has few parts and has a low moment of inertia. In addition to a good load distribution on the tooth flanks of the pinion 6, this results in a high critical speed of the pinion 6.
  • the good load distribution is further favored in that the coupling forces between pinion 6 and coupling shaft 8 are at least partially compensated for by the self-aligning bearing 23 in the coupling shaft 8. Due to the proximity of the coupling 20, 21 to the center plane I of the pinion pendulum bearing 7, the bending angle between the pinion 6 and the coupling shaft 8 and between the coupling shaft 8 and the drive sleeve 12 is small, so that overall a spur gear with a very good power transmission to the roller jacket 10 is obtained. In addition to high efficiency, this also results in reduced wear.

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Abstract

Stirnradgetriebe für den Antrieb einer Walze (1), deren eines Ende (2) über ein Pendellager (3) an einem Abstützbock (4) gelagert ist, mit einem starr mit dem einen Ende (2) der Walze (1) verbundenen Außenzahnkranz (5), einem mit dem Außenzahnkranz (5) kämmenden, antreibbaren Ritzel (6), welches als Hohlkörper ausgebildet und über ein Pendellager (7) am Abstützbock (4) gelagert ist, einer seitlich zum Ritzel (6) angeordneten Antriebswelle (8), welche mit ihrem einen Ende (9) mit dem Ritzel (6) drehgekuppelt ist, und einem neben dem Ritzelpendellager (7) angeordneten, ebenfalls am Abstützbock (4) abgestützten zusätzlichen Stützlager (23) für das Ritzel (6), welches zur Ermöglichung einer Ritzelverkippung ein radiales Spiel aufweist, wobei zur Verbesserung der Kraftübertragung auf die Walze (1) das ritzelseitige Ende (9) der Antriebswelle (8) eine Ausnehmung (22) aufweist und wobei das zusätzliche Stützlager (23) des Ritzels (6) in der Ausnehmung (22) der Antriebswelle (8) untergebracht ist. <IMAGE>

Description

  • Die vorliegende Erfindung betrifft ein Stirnradgetriebe für den Antrieb einer Walze, deren eines Ende über ein Pendellager an einem Abstützbock gelagert ist, mit einem starr mit dem einen Ende der Walze verbundenen Außenzahnkranz, einem mit dem Außenzahnkranz kämmenden, antreibbaren Ritzel, welches als Hohlkörper ausgebildet und über ein Pendellager am Abstützbock gelagert ist, einer seitlich zum Ritzel angeordneten Antriebswelle, welche mit ihrem einen Ende mit dem Ritzel drehgekuppelt ist, und einem neben dem Ritzelpendellager angeordneten, ebenfalls am Abstützbock abgestützten zusätzlichen Stützlager für das Ritzel, welches zur Ermöglichung einer Ritzelverkippung ein radiales Spiel aufweist.
  • Ein derartiges Stirnradgetriebe ist aus der DE 38 04 225 A1 bekannt. Walzen dieser Art sind beispielsweise Durchbiegungseinstellwalzen oder Saugwalzen wie sie in der Papierindustrie, beispielsweise in Entwässerungspressen, Glättwerken u.dgl. angewendet werden. Derartige Walzen weisen einen Walzenmantel auf, der um einen feststehenden Träger rotierbar ist.
  • Wenn sich beim Betrieb einer solchen Walze unter Last der Walzenmantel durchbiegt, so neigt sich der mit dem Walzenmantel fest verbundene Außenzahnkranz ein wenig zusammen mit dem Endbereich des Walzenmantels relativ zu dem nicht neigbaren Getriebegehäuse, das zugleich als Abstützbock für die gesamte Walze dient.
  • Das Neigen des Außenzahnkranzes führt aufgrund der relativen Verkippung gegenüber dem Ritzel zu einem Kantentragen der beiderseitigen Verzahnung. Dies könnte zwar dadurch vermieden werden, daß das Ritzel im Getriebegehäuse so gelagert wird, daß die Eingriffslinie der Verzahnung mit dem Außenzahnkranz senkrecht zur Durchbiegungsrichtung des Walzenmantels verläuft. Diese Bedingung ist aber nur schwer exakt einzuhalten und außerdem auch nur jeweils für eine Drehrichtung des Walzenmantels. Darüber hinaus würde die Gestaltung des Lagergehäuses eingeschränkt.
  • Bei dem genannten bekannten Stirnradgetriebe wird daher das Ritzel kugelig gelagert. Die Zahnflanken legen sich demzufolge entsprechend der zu übertragenden Normalkraft ohne Kantentragen entlang einer gemeinsamen Flankenlinie aneinander an und man kann die Lage des Ritzels bezüglich der Durchbiegungsrichtung des Walzenmantels willkürlich wählen.
  • Dabei ist aber noch ein Freiheitsgrad des Ritzels einzuschränken, nämlich die Verkippung des Ritzels um die zur Eingriffslinie parallele Zentralachse des Ritzels aufgrund des ein Reibmoment erzeugenden Versatzes der Achsen des Ritzels und der das Ritzel antreibenden Welle. Dies erfolgt bei dem bekannten Stirnradgetriebe durch ein neben dem Ritzelpendellager vorgeschenes zusätzliches Stützlager, welches gegenüber dem Ritzel ein radiales Spiel aufweist, so daß das Ritzel in eine definierte Lage verkippt. Durch die Verkippung verschränken sich die gemeinsamen Flankenlinien und die Linienberührung der Zahnflanken geht in eine Punktberührung über. Auf diese Weise wird praktisch eine Balligkeit der Zahnflanken durch einen kinematischen Effekt erzeugt.
  • Die Balligkeit der Zahnflanken hat den Vorteil, eine das übertragbare Moment begrenzende schräge Lastverteilung mit hoher Kantenpressung abzumildern. Sie darf jedoch nur klein sein, da die übertragbare Leistung sonst wieder abnimmt. Das radiale Spiel wird daher nur klein gewählt.
  • Es tritt jedoch das Problem auf, daß aufgrund des zusätzlichen Stützlagers neben dem Pendellager dieses Ritzels der Abstand der Kupplung zwischen Antriebswelle und Ritzel von der Mittelebene des Ritzelpendellagers relativ groß ist. Dieser relativ große Abstand bewirkt eine schräge Lastverteilung an den Zahnflanken des Ritzels, da durch die Reibung in der Zahnkupplung zwischen Ritzel und der Ritzelantriebswelle relativ große Reaktionsmomente und -kräfte erzeugt werden, die sich teilweise auch an den kämmenden Zahnflanken des Ritzels abstützen.
  • Darüber hinaus bewirkt die beim Betrieb der Walze auftretende Ritzelverkippung eine vergleichsweise große zusätzliche Auslenkung der Kupplung zwischen Antriebswelle und Ritzel. Bei Ausgestaltung der Antriebswelle als Kupplungswelle zwischen einer vom Walzenantrieb angetriebenen Treibhülse und dem Ritzel folgt daraus zusätzlich ein relativ großer Unterschied der Beugewinkel der Kupplung zwischen Kupplungswelle und Ritzel einerseits sowie Kupplungswelle und Treibhülse andererseits.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Stirnradgetriebe der eingangs genannten Art so weiterzubilden, daß die genannten Probleme überwunden werden. Insbesondere soll die Lastverteilung an den Zahnflanken des Ritzels verbessert und der Beugewinkel zwischen Antriebswelle und Kupplung verringert werden, um die Kraftverteilung über die Zahnbreite gleichförmiger zu gestalten und die übertragbare Leistung zu erhöhen.
  • Diese Aufgabe wird bei einem solchen Stirnradgetriebe dadurch gelöst, daß das ritzelseitige Ende der Antriebswelle eine Ausnehmung aufweist und daß das zusätzliche Stützlager des Ritzels in der Ausnehmung der Antriebswelle untergebracht ist.
  • Durch die Anordnung des zusätzlichen Stützlagers im Inneren der Antriebswelle entfällt der entsprechende Platzbedarf im Ritzel, so daß die Antriebswelle näher am Ritzelpendellager angeordnet werden kann und dadurch die Kupplung zwischen Antriebswelle und Ritzel einen kleineren Abstand zur Mittelebene des Ritzelpendellagers aufweist. Die Reaktionsmomente und -kräfte sind dadurch geringer und es ergibt sich eine gleichmäßigere Lastverteilung an den Zahnflanken des Ritzels. Bevorzugt ist die Kupplung zwischen Antriebswelle und Ritzel dem Ritzelpendellager direkt benachbart angeordnet.
  • Ein weiterer Vorteil des erfindungsgemäßen Stirnradgetriebes besteht darin, daß die an der Kupplung zwischen Antriebswelle und Ritzel auftretenden Reaktionskräfte zumindest teilweise durch das in der Antriebswelle angeordnete zusätzliche Stützlager aufgenommen und kompensiert werden. Auch hierdurch vergleichmäßigt sich die Lastverteilung auf den Zahnflanken des Ritzels. Durch den kleinen Abstand der Kupplung zwischen Antriebswelle und Ritzel vom Ritzelpendellager verringert sich darüber hinaus auch die Auslenkung der Kupplung und damit auch der Unterschied zwischen der Auslenkung der Kupplung zwischen einer als Kupplungswelle ausgebildeten Antriebswelle und dem Ritzel einerseits und der Kupplungswelle und der vom walzenantrieb angetriebenen Treibhülse andererseits. Die beiden Kupplungen können dadurch bei gleicher Baugröße für höhere Belastungen ausgelegt werden.
  • Die Ritzelantriebswelle kann direkt mit dem Ritzel gekoppelt werden, so daß der bei dem bekannten Stirnradgetriebe vorhandene Flansch entfällt. Hierdurch verringert sich das Trägheitsmoment des Ritzels und erhöht sich dessen kritische Drehzahl. Die Leistungsgrenze des erfindungsgemäßen Getriebes ist gegenüber dem bekannten Getriebe dadurch erhöht.
  • Durch Anordnung des Ritzelpendellagers und des zusätzlichen Stützlagers auf einem gemeinsamen, im Abstützbock ruhenden Lagerzapfen ergibt sich eine besonders einfache Ausgestaltung.
  • Bei dem bevorzugt als Pendellager ausgebildeten zusätzlichen Stützlager kann das radiale Spiel zwischen dem Außenring des Pendellagers und dem Innendurchmesser der Antriebswelle oder zwischen dem Innenring des Pendellagers und dem Außendurchmesser des Lagerzapfens vorgesehen sein. Es kann aber auch eine in den Innenring des Pendellagers eingeschrumpfte Hülse vorgesehen sein, wobei das Spiel dann zwischen dieser und den Außendurchmesser des Lagerzapfens vorhanden ist.
  • Das erfindungsgemäße Stirnradgetriebe wird insbesondere für eine Walze verwendet, die als Hohlwalze ausgebildet ist, und bei welcher das Walzenpendellager im wesentlichen mittig innerhalb des Außenzahnkranzes angeordnet ist. Diese Ausgestaltung bewirkt, daß der Außenzahnkranz bei Belastung des Walzenmantels nur um seinen Mittelpunkt kippt und sich der Abstand der Achsen des Außenzahnkranzes und des Ritzels nicht ändert. Insbesondere wird das erfindungsgemäße Stirnradgetriebe für eine Durchbiegungseinstellwalze verwendet.
  • Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und wird nachfolgend beschrieben. Die einzige Figur zeigt in schematischer Schnittdarstellung ein erfindungsgemäßes Stirnradgetriebe und das zugehörige Ende einer Walze.
  • Fig. 1 zeigt eine Walze 1, deren eines Ende 2 über ein Pendellager 3 an einem Abstützbock 4 gelagert ist und einen Außenzahnkranz 5 aufweist. Der Außenzahnkranz 5 kämmt mit einem als Hohlkörper ausgebildeten Ritzel 6, welches über ein Pendellager 7 ebenfalls auf dem Abstützbock 4 gelagert und durch eine Kupplungswelle 8 angetrieben ist, deren ritzelseitiges Ende 9 mit dem Ritzel 6 gekuppelt ist. Die Walze 1 ist als Hohlwalze ausgebildet, deren Walzenmantel 10 um einen feststehenden Träger 11 rotierbar ist, welcher ebenfalls in dem Abstützbock 4 gelagert ist.
  • Die Kupplungswelle 8 ist in einer Treibhülse 12 mit Innenverzahnung 13 angeordnet, welche über zwei Wälzlager 14 und 15 in einem Lagerschild 16 des Abstützbocks 4 gelagert und über einen Antriebszapfen 17 angetrieben ist. Die Innenverzahnung 13 der Treibhülse 12 kämmt mit einer Außenverzahnung 18 an dem ritzelfernen Ende 19 der Kupplungswelle 8. Auf diese Weise überträgt sich eine Drehung des Antriebszapfens 17 auf die Kupplungswelle 8. An ihrem ritzelnahen Ende 9 weist die Kupplungswelle 8 eine weitere Außenverzahnung 20 auf, die mit einer Innenverzahnung 21 des Ritzels 6 kämmt, so daß sich die Drehung des Antriebszapfens 17 über die Kupplungswelle 8 schließlich auf das Ritzel 6 überträgt. Die Innenverzahnung 21 des Ritzels 6 befindet sich direkt neben dem mittig angeordneten Pendellager 7 des Ritzels 6, so daß die Kupplungswelle 8 seitlich unmittelbar an das Pendellager 7 anschließt.
  • Die Kupplungswelle 8 ist als Hohlwelle ausgebildet, welche an ihrem ritzelseitigen Ende 9 eine Ausnehmung 22 aufweist, welche ein Pendellager 23 aufnimmt. Das Pendellager 23 ist auf einem Lagerzapfen 24 gelagert, welcher an dem Abstützbock 4 befestigt ist und auch das Pendellager 7 des Ritzels 6 trägt. Das Pendellager 23 wirkt somit als Stützlager für das Ritzel 6, welches einem Verkippen des Ritzels 6 entgegenwirkt.
  • Zwischen dem Außenring 25 des Pendellagers 23 und dem Innenumfang der Kupplungswelle 8 oder zwischen dem Innenring 26 des Pendellagers 23 und dem Außenumfang des Lagerzapfens 24 kann ein radiales Spiel vorgesehen sein, welches ein Verkippen des Ritzels 6 um einen vorgegebenen Betrag zuläßt. In den Innenring des Pendellagers 23 kann aber, wie dargestellt, auch eine Hülse 27 eingeschrumpft sein, deren Innendurchmesser um den gewünschten Betrag größer ist als der Außendurchmesser des Lagerzapfens 24. Das Ritzel 6 kann sich daher entsprechend der zu übertragenden Normalkraft um eine zur Eingriffslinie der Verzahnung mit dem Außenzahnkranz 5 senkrechte Achse verdrehen. Aufgrund des Achsversatzes zwischen der Kupplungswelle 8 und dem Ritzel 6 und dem dadurch erzeugten Reibmoment verkippt das Ritzel 6 außerdem um eine zur Eingriffslinie parallele Achse soweit es das Spiel zuläßt, so daß sich eine definierte Lage des Ritzels 6 ergibt, in welcher eine Balligkeit der Ritzelverzahnung kinematisch nachgebildet ist.
  • Aufgrund der Kupplung zwischen Ritzel 6 und Kupplungswelle 8 mittels zweier Zahnkränze 20 und 21 kann sich das Ritzel 6 auch gegenüber der Kupplungswelle 8 neigen, wobei die auftretenden Neigung aufgrund des geringen Abstandes k zwischen der Mittelebene I des Ritzelpendellagers 7 und der Kupplung 20, 21 zwischen Kupplungswelle 8 und Ritzel 6 verhältnismäßig klein ist.
  • Wie man in der Zeichnung erkennen kann, ist die Kupplung 20, 21 zwischen Kupplungswelle 8 und Ritzel 6 bevorzugt zwischen dem Pendellager 7 des Ritzels 6 und dem in der Kupplungswelle 8 angeordneten als Stützlager wirkenden Pendellager 23 angeordnet. Der Abstand k zwischen der Kupplung 20, 21 und der Mittelebene I des Ritzelpendellagers 7 ist dadurch minimal. Außerdem ist die Kupplungswelle 8 direkt mit dem Ritzel 6 gekuppelt. Das Ritzel 6 weist dadurch wenig Teile auf und hat ein geringes Trägheitsmoment. Damit ergibt sich neben einer guten Lastverteilung auf den Zahnflanken des Ritzels 6 eine hohe kritische Drehzahl des Ritzels 6.
  • Die gute Lastverteilung wird noch dadurch begünstigt, daß die Kupplungskräfte zwischen Ritzel 6 und Kupplungswelle 8 zumindest teilweise durch das Pendellager 23 in der Kupplungswelle 8 kompensiert werden. Durch die Nähe der Kupplung 20, 21 zur Mittelebene I des Ritzelpendellagers 7 ist auch der Beugewinkel zwischen Ritzel 6 und Kupplungswelle 8 sowie zwischen Kupplungswelle 8 und Treibhülse 12 klein, so daß insgesamt ein Stirnradgetriebe mit einer sehr guten Kraftübertragung auf den Walzenmantel 10 erhalten wird. Neben einem hohen Wirkungsgrad ergibt sich damit auch ein verringerter Verschleiß.
    • Bezugszeichenliste
    • 1
    Walze
    2
    Ende von 1
    3
    Pendellager
    4
    Abstützbock
    5
    Außenverzahnung
    6
    Ritzel
    7
    Pendellager
    8
    Kupplungswelle
    9
    ritzelpahes Ende von 8
    10
    Walzenmantel
    11
    Träger
    12
    Treibhülse
    13
    Innenverzahnung
    14
    Wälzlager
    15
    Wälzlager
    16
    Lagerschild
    17
    Antriebszapfen
    18
    Außenverzahnung
    19
    ritzelfernes Ende von 8
    20
    Außenverzahnung
    21
    Innenverzahnung
    22
    Ausnehmung
    23
    Pendellager
    24
    Lagerzapfen
    25
    Außenring
    26
    Innenring
    27
    Hülse
    I
    Mittelebene von 7
    k
    Abstand

Claims (10)

  1. Stirnradgetriebe für den Antrieb einer Walze (1), deren eines Ende (2) über ein Pendellager (3) an einem Abstützbock (4) gelagert ist, mit einem starr mit dem einen Ende (2) der Walze (1) verbundenen Außenzahnkranz (5), einem mit dem Außenzahnkranz (5) kämmenden, antreibbaren Ritzel (6), welches als Hohlkörper ausgebildet und über ein Pendellager (7) am Abstützbock (4) gelagert ist, einer seitlich zum Ritzel (6) angeordneten Antriebswelle (8), welche mit ihrem einen Ende (9) mit dem Ritzel (6) drehgekuppelt ist, und einem neben dem Ritzelpendellager (7) angeordneten, ebenfalls am Abstützbock (4) abgestützten zusätzlichen Stützlager (23) für das Ritzel (6), welches zur Ermöglichung einer Ritzelverkippung ein radiales Spiel aufweist,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß das ritzelseitige Ende (9) der Antriebswelle (8) eine Ausnehmung (22) aufweist und daß das zusätzliche Stützlager (23) des Ritzels (6) in der Ausnehmung (22) der Antriebswelle (8) untergebracht ist.
  2. Stirnradgetriebe nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Kupplung (20, 21) zwischen Antriebswelle (8) und Ritzel (6) dem Ritzelpendellager (7) benachbart angeordnet ist.
  3. Stirnradgetriebe nach Anspruch 1 oder 2,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Antriebswelle (8) direkt mit dem Ritzel (6) gekuppelt ist.
  4. Stirnradgetriebe nach Anspruch 3,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Antriebswelle (8) an ihrem ritzelseitigen Ende (9) eine Außenverzahnung (20) aufweist, die mit einer Innenverzahnung (21) des Ritzels (6) in Eingriff steht.
  5. Stirnradgetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß das Ritzelpendellager (7) und das zusätzliche Stützlager (23) auf einem gemeinsamen, im Abstützbock (4) ruhenden Lagerzapfen (24) angeordnet sind.
  6. Stirnradgetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß das zusätzliche Stützlager (23) als Pendellager ausgebildet ist.
  7. Stirnradgetriebe nach Anspruch 6,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß das radiale Spiel zwischen dem Außenring (25) des Pendellagers (23) und dem Innendurchmesser der Antriebswelle (8) vorgesehen ist.
  8. Stirnradgetriebe nach Anspruch 6,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß das radiale Spiel zwischen dem Innenring (26) des Pendellagers (23) und dem Außendurchmesser des Lagerzapfens (24) vorgesehen ist.
  9. Stirnradgetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Walze (1) als Hohlwalze ausgebildet ist und daß das Walzenpendellager (3) im wesentlichen mittig innerhalb des Außenzahnkranzes (5) angeordnet ist.
  10. Stirnradgetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Walze (1) als Durchbiegungseinstellwalze ausgebildet ist.
EP96120229A 1996-02-29 1996-12-17 Stirnradgetriebe für den Antrieb einer Walze Expired - Lifetime EP0793038B1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

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