EP3143307A1 - Selbstentsperrendes ausgleichsgetriebe - Google Patents

Selbstentsperrendes ausgleichsgetriebe

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Publication number
EP3143307A1
EP3143307A1 EP15730243.1A EP15730243A EP3143307A1 EP 3143307 A1 EP3143307 A1 EP 3143307A1 EP 15730243 A EP15730243 A EP 15730243A EP 3143307 A1 EP3143307 A1 EP 3143307A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
gear
differential
gears
rotary
planetary gear
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP15730243.1A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Albrecht Baumann
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Individual
Original Assignee
Individual
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Publication date
Application filed by Individual filed Critical Individual
Publication of EP3143307A1 publication Critical patent/EP3143307A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H48/00—Differential gearings
    • F16H48/06—Differential gearings with gears having orbital motion
    • F16H48/10—Differential gearings with gears having orbital motion with orbital spur gears
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H48/00—Differential gearings
    • F16H48/06—Differential gearings with gears having orbital motion
    • F16H48/10—Differential gearings with gears having orbital motion with orbital spur gears
    • F16H2048/106—Differential gearings with gears having orbital motion with orbital spur gears characterised by two sun gears

Definitions

  • the invention is directed to a differential gear similar to the design of a planetary gear for largely power neutral exchange of rotational energy between at least three rotary joints, with at least one planetary gear and at least one sun or ring gear meshing with at least one planetary gear in its axial direction offset three with one each circumferential region each having a different radius, r 2 , r 3 has: nr 2> n ⁇ r 3l r 2 £ r 3 , and wherein with each toothed peripheral region of the / of the planet gears each a sun or ring gear meshes, with each rotatably coupled or connected to a rotary connection of the differential gear, as well as to a method for operating such a differential gear.
  • Differential gears can be operated as a distributor or summing gear, that is, either a rotary joint is driven and two rotary joints each serve as an output and impart rotational movement to different branches, or two rotary joints are driven and one rotary joint serves as an output.
  • differential gears In a bevel gear differential, a plurality of bevel gears are mounted with radially oriented axes in a rotatable about an axis, driven differential carrier, which mesh bevel gears on the two output axes; Also, a planetary gear with a sun gear, a ring gear and one or more planetary gears can be used as a differential; in a spur gear always engage two toothed planetary gears, each of which meshes with another, serving as an output sun gear; the drive is via the planet carrier; furthermore, there are also helical gear, etc.
  • each planet gear meshes with a total of three sun or ring gears, however, with none of the other planetary gears.
  • the different diameter ranges cause each one Sun or ring gear via another gear ratio üi, ü 2 , ü 3 is coupled to a planetary gear: üi ⁇ ü 2 , üi ü 3 , ü 2 ⁇ ü 3 .
  • differential gear create, for example, in motor vehicles as differential one degree of freedom in the coupling of two driven wheels to a common drive shaft by allowing relative speeds between the two driven wheels, which only allows a largely frictionless cornering, yet known to turn the outer wheel slightly faster than the inside of the bend. This can also be interpreted such that the drive shaft always rotates at a medium speed ni, based on the speeds n 2 , n 3 of the two driven wheels.
  • n 2 n ⁇ ⁇ + ⁇
  • n 3 ni - ⁇
  • a typical differential has three discs: the middle, coupled to the drive shaft rotates with ni; rotatably mounted therein rotatable pinions which rotate with ⁇ about their own axes and mesh with teeth on the two lateral discs;
  • ⁇ can be both positive and negative. This means that ⁇ can adapt to the respective circumstances, for example the Turning radius. This is almost always good on dry roads.
  • a generic differential gear has at least one planet - offset in its axial direction - three with each provided with a continuous toothing peripheral regions each having a different radius r- ⁇ , r 2 , r 3 : h ⁇ r 2 , ri ⁇ r 3 , r 2 r 3 , wherein each sun or ring gear meshes with each toothed peripheral region of the / of the planet gears, which is rotatably coupled or connected to a respective rotary connection of the differential gear.
  • a planetary gear always rolls against either all sun or ring gears meshing with it or against no combing sun or ring gear.
  • the transmission states according to the invention mutually largely exclude each other. This means two things: On the one hand occurs - apart from the short transition phases between the two states - in the transmission state "compensation movement” no blockage, even a compensatory movement braking effect is virtually zero, ie, the differential fits an external acting requirement for a compensatory movement On the other hand occurs - apart from the short transition phases between the two states - in the transmission state "blocking" no compensation movement more, ie, the two rotary joints, their sun or ring gears with the peripheral regions of at least one planetary gear combing the smallest and largest radius, move completely synchronously, ie at the same speed, without a slip.
  • the radius of the pitch circle is always to be referred to as the radius of a toothed element - ie sun gear, planet gear, ring gear or other gear - so the circle on which touch the teeth of meshing gears.
  • the considerations with three ring gears are analogous.
  • the sun (or hollow) wheel with the mean radius rs.mittei corresponds in the application in a vehicle to the coupled with the drive shaft rotary connection "1", the other two sun (or hollow) wheels with the largest and smallest radius rs.max, r s , min the rotary joints "2", "3" for the vehicle wheels to be coupled.
  • Vp min Vs ma ⁇ Vp
  • medium Vs medium ⁇ Vp
  • ma x Vs, m j n
  • v means the speed at the circumference of the gear in question, actually the speed on the contact circle between intermeshing gears or gears, and taking into account that naturally meshes with the smallest portion of a planetary gear, the largest sun gear, and vice versa.
  • the peripheral velocities v s of the sun gears in a coordinate system related to the transmission chassis directly correspond to the respective rotational speed
  • the circumferential velocities v p at a peripheral region of a planetary gear can also each have a component owing to the relative rotational speed ⁇ of the planet carrier relative to the transmission chassis.
  • vs max n 2 * 2TT r s , max Vs, medium ⁇ * ni * 2TT r s. Average ⁇ Vs.min - n 3 * 2 ⁇ r s , min >
  • n s ' n s - n PT , or
  • n 2 ' n 2 -n P T
  • Tp.min Ts.ma * ⁇ '/ ⁇ ' ⁇ r P
  • miltel Ts.
  • Middle * ⁇ '/ ⁇ ' ⁇ Tp.max fs.min * fla '/ np'
  • medium * ⁇ ' ⁇ ' ⁇ 1 Ts, medium / l " p, medium * ⁇ '/ ⁇ ' ⁇
  • ⁇ [1 + ⁇ / rp mean] ⁇ , min / ⁇ , mean * ⁇ 3 '/ ⁇ '.
  • n P 7 [n 3 - n 2 ] r s , mi (iei / [rp
  • r x may in turn depend on parameters of the gear pairing, for example on the gear geometry and / or the friction within the gearbox. A lower tendency to self-locking should have a so-called involute.
  • the invention recommends hardening at least the tooth flanks and thereby making them as wear-resistant as possible.
  • the planet gears can roll defined defined, it may be advantageous to store them by means of a planet carrier; a flying bearing of the planet gears would be conceivable, but could lead to unpredictable jamming.
  • a possible precisely defined and low-friction bearing of the planet gears on a planet carrier can be accomplished by means of rolling bearings, although in principle, plain bearings are conceivable.
  • the invention does not necessarily aim at a virtually frictionless storage; it rather depends on an over the operating period about constant friction value to always the equation
  • the differential gear according to the invention allows, for example, cornering, with the outside wheel rotating faster than the inside of the cam, although both are driven, while not losing the grip of a wheel.
  • the use as a differential in a driven axle of a vehicle is only one example of an application of this differential.
  • the differential gear automatically locks and thus rotates this output gear dynamically at the same speed as the other output gear and the drive shaft, regardless of whether the differential is currently a driving or braking torque transmits or the drive train is in a kind of idling or torque freedom.
  • Self-locking means nothing else than that the internal friction of a rolling counteracts the planetary gearing; This effect can also be interpreted as a kind of clamping, which can not be solved with even the highest drive torque.
  • the design according to the invention thus aims to make the differential so that a drive on only a sun or ring gear alone is not able to overcome the self-fed (with him) clamping action.
  • the effect according to the invention can also be described by the fact that the at least one planetary wheel is subject to a self-locking moment D H , which is produced by subtracting oppositely directed torques DA>0> (-D B ) acting on those two rotary connections;
  • D B does not:
  • the transmission dimensioning according to the invention can be achieved that the locking effect not only at high differential speeds at the two rotary joints, which are coupled to the extreme gear areas of at least one planetary gear used, but extends down to synchronous operation, ie, it acts This is a positive lock, similar to a manually lockable differential.
  • This is a positive lock, similar to a manually lockable differential.
  • there is no differential speed between two abraded wheels of a vehicle even if one completely loses traction. Even if this happens in a curve where the two wheels initially have different speeds. In that case, that wheel which tends to spin as a result of a lack of traction is braked with the driven shaft until a synchronous speed is reached.
  • all planetary gears are made of a convexly curved base body. The planet gears themselves are therefore not designed as ring gears.
  • the invention further provides that for a provided with an all-round toothing peripheral region of a planetary gear and the sun gear meshing therewith the product of the relevant module mi, m 2 , 1TI3, multiplied by the total number of teeth ⁇ , - ⁇ , z Pi2 , zp, 3 and zs, i, zs, 2, zs, 3 of each pairing, identical for two or three pairings of each planetary gear toothing and the respective sun gear is:
  • the invention provides that for a with a running all around teeth provided peripheral portion of a planet gear and meshing therewith ring gear, the product of the respective module rr »i, m 2, m 3, multiplied by the difference between the numbers of teeth z Pi i, zp, 2, zp, 3, and z H.
  • the invention can be further simplified by having two or three circumferential regions of a planetary gear, each with a pair of different radii ⁇ 2, h ⁇ r 3 , r 2 r 3, each having a continuous toothing, with the same modules mi, m 2 , m 3 :
  • ITH m 3 , and / or
  • the axes of all planet gears should run parallel to each other.
  • the common axial direction is preferably parallel to the central axis of a sun or ring gear.
  • the invention can be further developed to the effect that the axes of all planetary gears are on the outer surface of a circular cylinder of radius e, under an eccentricity e to the central axis z.
  • the same eccentricity of all planet gears ensures that all planetary gears can be made identical and mesh with the same sun gear.
  • the lever which determines the torque available for a rotational acceleration of the planetary gear decreases.
  • the state of self-inhibition can be achieved sooner.
  • the planetary gears may be mounted in a planet carrier.
  • Such storage ensures that none of the planetary gears can jam and thus always prevail with respect to the rotational movement and / or acceleration of the planet gears defined conditions.
  • Such a planet carrier should be freely rotatable about a central axis, in turn, not subject to the risk of jamming. In such an embodiment, therefore, the movement of the planet carrier is not coupled to another element.
  • the cavity inside the gear unit is not filled at all, but that the bearing points and / or (bearing) points to be lubricated are directly supplied with lubrication lines or bores or with spray lubrication.
  • a lubricant is present in the transmission cavity, for example only 8% of the volume within the transmission cavity or less, preferably only 4% of that volume or less, in particular only 2% of that volume or less.
  • the planet carrier may also be controllable, in particular in order to influence the rotational speeds of the rotary connections.
  • This makes it possible to directly influence the properties of the differential gear according to the invention to take.
  • control can be done either purely mechanical way or by means of electronics;
  • the controller may be part of a control loop that responds to a measured quantity.
  • the planet carrier may also be provided with a circumferential toothing, similar to a sun or ring gear. In such a toothing can engage another control or drive gear, so as to act on the rotation angle and / or the rotational speed of the planet carrier.
  • a caterpillar vehicle could be steered, in particular also in the state, in that the planetary gears are forced to a rolling movement by specifying an asynchronous rotational speed of the planet carrier, that is, a different rotational speed than at the driven sun or ring gear.
  • the self-locking is canceled, and there is a compensating movement, and due to different speeds on the two tracks of the crawler vehicle in question, this performs a turn or turn.
  • the unilateral deceleration of a caterpillar is not successful because the self-locking of the differential gear according to the invention is not canceled by a unilateral action.
  • the planet carrier as the output. Possibly.
  • the speed of the planet carrier can only be tapped for measurement purposes, in order to obtain such information about the state within the transmission.
  • the invention can be further developed in such a way that the rotational connections coupled to the tooth regions with the smallest radius r P , min ⁇ rp.mittei and with the largest radius r P , ma x> r P, strive away from one another, preferably in approximately opposite directions , in particular coaxial with the central axis z. Since the radii of these two toothed areas have the greatest possible difference, a relative displacement is possible between them, corresponding to the driven wheels of a vehicle.
  • the invention prefers to arrange the respective rotary connections approximately mirror-inverted, ie at the two end faces of a central axis of the differential gear according to the invention.
  • rotary terminals are arranged coaxially to a central axis, they are aligned with each other, and accordingly no wobbling motion can occur, especially if the two, connected to the differential gear according to the invention are both balanced, so that they can cause no imbalance.
  • a toothed region with a mean radius rp, with t e i, with rp min ⁇ rp, m ittei ⁇ ⁇ 3 ⁇ should be coupled to a rotary connection, which lies radially inside or radially outside of the other two rotary connections.
  • a rotary connection which lies radially inside or radially outside of the other two rotary connections.
  • the rotary connection of a ring gear radially outward, the rotary connection of a sun gear are radially within the other rotary connections.
  • a connection located radially inside the other rotary connections can be understood, for example, to mean a central axis which is located within one or both of other tubular rotary connections.
  • a toothed portion having an average radius rp.mittei, rp, m j n ⁇ rp.mittei ⁇ ⁇ 13 ⁇ is coupled to a pivot connection, whose axis of rotation with the axes of rotation of one or both other rotary connections ⁇ angle ⁇ includes, with
  • a further design specification states that at least one toothing region, preferably a toothed region with a mean radius rp.miuei, with r P , min ⁇ rpmittei ⁇ rp, ma x, can be coupled to the relevant rotary connection via a deflection gear, preferably via a Bevel gear or worm gear.
  • the rotational axis of a rotational movement can be deflected by 90 °, according to the previously described, T-shaped arrangement of two axial and one radial axis of rotation.
  • a worm gear on the other hand provides a deflection of a rotation about a central axis of the worm wheel in a rotation about a tangential axis of rotation of the worm.
  • the rotary connections can be mounted in a housing, preferably in each case at least two spaced bearing points, in particular by means of rolling bearings.
  • the rotational connections coupled to the toothing regions with the smallest radius r Pimin ⁇ rp run coaxially with the rotary connection coupled to the toothing region of medium radius rp mmei with ( e i and with the largest radius r P , ma > rp.mmei
  • the third rotary connection is preferably located on the central axis, which may be an axially flanged motor to the housing, possibly via a gearbox.
  • the invention undergoes an advantageous development in that one or preferably both, to the toothed areas with the smallest radius ⁇ ⁇ 1 ⁇ ⁇ rp.mittei and with the largest radius r P , ma x> rp > coupled with tei rotary joints with a rotary connection each one another Differential gear, rotatably coupled or connected.
  • This makes it possible to expand the field of application of the invention. To think this is, inter alia, to a motor vehicle with all-wheel drive, a central differential gear coupling two cardan shafts to the front and rear axles to a drive motor, while the two other differential gear each couple the two wheels of the front or rear axle to the propshaft in question.
  • Such a conventional differential gear may be formed as an axial differential gear, the rotary joints are coupled together via bevel gears, or as a planar differential gear in the manner of a planetary gear.
  • the free rotary joints of the coupled differential and differential gear can be rotatably coupled or connected or integrated with one gear. There then takes place the input or output of the rotational energy via meshing with the respective gear or otherwise coupled transmission elements.
  • a particularly clear arrangement results when the gears are arranged parallel to each other at the free rotational connections of the coupled differential and differential gear to a common axis of rotation.
  • Such an arrangement has a high degree of symmetry, so that neither wobble nor unbalance movements are to be feared; Moreover, it is in many applications, such.
  • the gears are rotatably coupled to the free rotational connections of the coupled differential and differential gear via one or more chains with an eccentrically mounted gear.
  • these eccentric gears may have equal eccentricities with respect to the central center axis, but be offset in different radial directions from the central axis. for example, at the same intermediate or center angles.
  • four adjacent eccentric gears would each include an intermediate angle of 90 ° with each other, with five eccentric gears would result in an intermediate angle of 72 °, with six eccentric gears an intermediate angle of 60 °.
  • Such a geometry in turn would not affect the symmetry of the overall arrangement.
  • eccentrically mounted gears per a pivot or knee joint or other radial adjustment is arranged, so that the eccentricity e the eccentrically mounted gears is variable. If this ensures that the eccentricity e of all these eccentric gears are adjusted uniformly, the symmetry and thus the concentricity do not suffer. This can be effected for example by a common adjusting device.
  • the eccentric gears could be mounted on levers pivotable about their (inner) decentralized axes; the peripheral ends - or other areas - of this pivotable lever could in turn be stored in, for example, radially extending slots or slots of a common disk.
  • a radial adjustment of the (outer) eccentric gears could be effected.
  • the eccentric gears may also be coupled to a central adjusting device, for example via a central gear meshing with bearing bodies mounted in a decentralized disc and thereby radially displaced the decentrally mounted on the bearing bodies gears, in particular by rotation of the bearing body to their to the central gear prallelen axes.
  • the eccentrically mounted gears are wrapped by a common chain outside or are. Such a chain is responsible for imparting rotational movements to the decentralized gearwheels around a central axis when the entirety of all eccentrically mounted gearwheels meshing therewith, which can then be combined in the center via the compensating and / or differential gears according to the invention.
  • the eccentric gears can learn e different rotational speeds depending on the set eccentricity, so that at the same input speed depending on the adjusted eccentricity different output speeds are selectable. Since the eccentricity can be infinitely varied, this results in a continuously variable transmission.
  • the common chain should be held by a tensioning device under tension to be able to tightly surround the star of the eccentric gears regardless of their eccentricity e each. It is therefore an open chain with two ends, one of which may be fixed, for example on a housing or chassis of the transmission, while the other is movable by means of the tensioning device, but is always kept under tension, ie, in one direction pulled to the first, fixed end.
  • the crankshaft always rotates in the same direction, as od on the housing, chassis od.
  • "front" chain end are used while the following, in the direction of rotation "rear” chain end is tensioned.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through a first embodiment of a differential gear according to the invention, wherein the rotary connection is made to the different radius regions of the planet gears via sun gears;
  • Fig. 2 is a of FIG. 1 corresponding sectional view of a second
  • Differential gear with the basic structure of Figure 1 as part of an extended differential gear with more than three rotary joints, shown in a section along the longitudinal axis of a central input or output axis.
  • Fig. 4 is a continuously variable transmission, wherein the extended transmission of FIG. 3 for
  • Insert reaches, in a view in the direction of the longitudinal axis of Fig. 3; and FIG. 5 a longitudinal section through the continuously variable transmission according to FIG. 4, wherein the widened differential gear according to FIG. 3 can be seen.
  • the differential gears 1 and V of Fig. 1 and 2 have a similar function and have many structural similarities, which are initially to be treated together:
  • Both differential gear 1; 1 ' are each housed in a housing 2, which encloses an inner cavity 3 and in each case has three passage points 4, 5, 6 for a total of three rotary connections 7, 8, 9.
  • Each housing 2 each has an approximately cylindrical shape with a cylinder jacket 10 which is closed at both ends by a preferably circular face plate 1 1, 1 2.
  • a passage point 4 for a rotary connection 6 is located on the cylinder jacket 10, the other two passage points 5, 6 for the remaining rotary connections 8, 9 are located in a respective end plate 1 1, 12, in a common alignment, preferably in the center of respective end plate 1 1, 12th
  • the housing 2 may have a perpendicular to the respective surface region of the housing 2 outwardly projecting sleeve projection 13, wherein two bearings, preferably bearings 14, are arranged offset in the longitudinal direction of the respective sleeve 3, for example in all-round wells, such as grooves or grooves, on the inside of the housing 2 and the respective sleeve 13 is inserted.
  • the inner rings of the bearings or roller bearings 14 each encompass an axis of rotation 15, 6, 1 7 as outwardly projecting rotary connection 7, 8, 9.
  • the two end-side axes of rotation 1 6, 17 are aligned, the mantej worne axis of rotation 1 5 extends at a right angle to it ,
  • the common axis of rotation of the two aligned axes of rotation 1 6, 1 7 is concentric with the housing shell 10 and is intended below as the main axis of the differential gear 1; 1 'are called.
  • All axes of rotation 15, 16, 1 7 terminate in the interior 3 of the housing 2 and are preferably provided in the region of its inner end with a toothed transmission element.
  • the two embodiments 1 differ; 1 'from each other, which is why in the following first on the Fig. 1 should be discussed alone.
  • the two mutually aligned axes of rotation 16, 17 each carry a front-toothed gear; these have in the differential gear 1; Both sun gears have different radii rs.min, rs, ma x-
  • this right-angled rotation axis 15 carries at its inner end a bevel gear 20, the jacket tapers inwardly.
  • This rotary member 21 has a radially inner sleeve portion 22 which is rotatably mounted on one of the two mutually aligned axes of rotation 16, 17 by means of bearings, preferably by means of two offset in the axial direction bearing, in particular by means of rolling bearings 23.
  • bearings 23 are located between the rolling bearings 14 of the respective axis of rotation 17 on the one hand and the sun gear 19 on the other.
  • annular disk 24 connects, which is rotatably connected to the sleeve portion 22 or formed together with that or integrated.
  • This annular disc 24 extends parallel to the relevant housing end face 12 radially outward; their outer circumference is located just inside the housing shell 10.
  • toothing 26 is formed on the side facing the bevel gear 20 side of the annular disk 24 or integrally formed on the peripheral edge or connected, extending in the direction of the bevel gear 20 toward the second sleeve portion 25 a toothing 26 which meshes with the bevel gear 20.
  • the lateral surfaces of the teeth 20, 26 extend along conical surfaces whose opening angles are each about 90 °, so that the cross-sections of these lateral surfaces each extend at an angle of 45 °, based on the main axis of the differential gear first
  • the inner sleeve has at its free end, that is to say remote from the circular disk 24, an all-round toothing on its outer surface, which can be regarded as a third sun gear 27 of the differential gear 1.
  • the radius rs.mittei this Sonnrenrades 27 is between the radii rs.min, rs.max those of the other two sun gears 18, 19: rS, min ⁇ r S, medium ⁇ rs.ma -
  • the arrangement is such that the three sun gears 18, 19, 27 are directly next to each other.
  • the planet carrier 29 has an approximately U-shaped cross-section and therefore has a radially outer sleeve portion 30 which connects two end-side annular discs 31, 32 with each other.
  • the planet carrier 28 may be composed of two or more parts detachably; For example, one or both annular disc (s) 31, 32 may be screwed to the sleeve portion 30.
  • the planet carrier 29 is on the one hand in the region of the radially inner edges of its two annular discs 31, 32 on the two-toothed rotary member 21, on the other hand on the opposite axis of rotation 16 of the planet.
  • the planet carrier 29 is designed such that it has all three sun gears 18, 19th , 27 encompasses the outside.
  • its sleeve portion 30 is longer than the sum of the thicknesses of the three sun gears 18, 19, 27.
  • the lengths of the planet gears 28 correspond approximately to the axial length of the sleeve portion 30, so that the planet gears 28 along all three sun gears 18, 19, 27 extend.
  • Each planetary gear 28 has three toothed portions 33, 34, 35, which each have different radii rp, mi n ⁇ rp, m ittei ⁇ r P , max .
  • the smallest planetary radius rp, min is assigned to the largest sun gear radius rs.max, and vice versa.
  • the coat-side rotary connection 7 the gear pairing with the middle radii rp, with tei, r s .mittei assigned.
  • the direction of rotation and speed of the planet carrier 29 relative to the rotary member 21 determines the transmission behavior of the differential gear 1:
  • the planet carrier 29 could even rotate in the opposite direction as the rotary member 21; this would then be classified in the above sense as a slower rotation of the planet carrier 29 relative to the rotary member 21. It is even the application conceivable that the rotary connector 7 is temporarily braked, so that the rotary member 21 is stationary. To think this would include, inter alia, the drive of a tracked vehicle such as an excavator od. Like., The two caterpillars are coupled via a clutch and inventive differential gear to a motor. If the engine is switched off or disconnected, the tracked vehicle is stationary. If this now turn on the spot, the caterpillars must be driven in opposite directions. For this purpose, the planet carrier 29 can be set in rotation, the direction of rotation of which predetermines the direction of rotation of the tracked vehicle. In this case, the planet carrier 21 would rotate faster than the stationary rotating part 21st
  • the inhibition within the transmission is set such that for each externally applied torque between the shell-side rotary connection 7 and one of the two end-side rotary connections 8, 9 occurs self-locking, ie, such torque is not able to deviate from zero relative speed between the planet carrier 29 on the one hand and the rotary member 21 to bring about;
  • the differential remains in a synchronized state and locks, i.e., the two aligned axes of rotation 16, 17 always rotate at the same speed, ie, for example, when a connected to such a rotation axis 16, 17 vehicle wheel loses traction.
  • the differential gear 1 In this case, the planet gears 28 roll together on the sun gear 19.
  • the rotary member 21 ' has a U-shaped cross section similar to the planet carrier 29 of Fig. 1, and is mounted on the two axes of rotation 16, 17 on the inner edges of its two annular discs 36, 37, which form the legs of the U-shaped cross-section ,
  • a conical toothing 26 ' On the outside of the sleeve-shaped middle part 38 is a conical toothing 26 ', on its inside a ring gear 27'.
  • the planet carrier 29 ' is mounted on the two mutually aligned axes of rotation 16, 17, between the molded thereon ring gears 18', 19 '.
  • the direction of rotation and speed of the planet carrier 29 'relative to the rotary member 21' also determines the transmission behavior of the differential gear 1 ':
  • the inhibition within the transmission is set such that for each externally applied torque between the shell-side rotary connection 7 and one of the two end-side rotary connections 8, 9 occurs self-locking; while the gear ratios r P, mn : r s , max on the one hand and rp.max: rp, mjn on the other hand between the two gear pairings of the two extreme ring gears 18 ', 19' and / or the aligned axes of rotation 16, 17 is so large that for between these ring gears 18 ', 19' or axes of rotation 16, 17 acting from outside torques no self-locking occurs; each with the consequences described above with respect to the embodiment 1 of FIG.
  • the differential 1 also permits cornering, with two driven wheels rotating at different speeds, while a wheel alone can not twist even in the event of loss of traction.
  • FIG. 3 shows a particular application of a differential gear 1 according to the invention in an extended gear 40:
  • a differential 1 " which has the same structure as the transmission 1 of Fig. 1.
  • the sun gear 27 "with the mean radius rs .stoff is in this case connected directly to a complete arrangement passing through the central axis 41.
  • the two other sun gears 18 ", 19” are each end of one of two tubular, guided on the central axis 41 and preferably mounted thereon axes 16 ", 17" is formed.
  • a further differential gear 42, 43 of conventional design arranged, each consisting of a central differential cage 44 which is rotatably connected to the relevant axis 16 “, 17", and two in the axial direction in contrast offset differential disks 45, 46, each with one of the central differential cage 44 facing, circumferential toothing, which mesh with different differential bevel gears which are mounted in the differential cage 44 to rotate about the central axis 41 about radial axes.
  • the two differential disks 45, 46 of both differential gear 42, 43 are provided on their outer circumference, each with a toothing 47. In this way, one thus already obtains four outer rotary connections 47, in addition to the inner rotary connection 41.
  • sun gears 18 ", 19” can also rotate with rotational speeds deviating from all rotary connections 41, 47. It therefore makes sense, these sun gears 18 “, 19” side of the planet carrier according to the invention 29 “ in the form of disks 48 to enlarge to the outside and to be provided at its periphery also with a completely running toothing 49. Thus, it is finally possible to record and combine a total of six different rotational movements via the rotary connections 47, 48 and to provide them on an output shaft 41.
  • An application area for the extended transmission 40 from FIG. 3 forms the continuously variable transmission 50 according to FIGS. 4 and 5.
  • the extended transmission 40 from FIG. 3 can be recognized again.
  • the central axis 41 which is connected to the central sun gear 27 "of the transmission 40 of FIG. 3, is located in FIG. 4 in the center of an example six-armed star 51, the arms 52 each have two pairs of eccentric gears 53, 54, 55 , 56.
  • a radially further inside gear 53 is still within a housing 57 enclosing the widened gear 40, which may for example have the shape of a cylindrical box, with a lateral surface 58 and two end surfaces 59, 60 terminating the latter.
  • the housing 57 may in turn be rotatably mounted so that it is rotatable about the central axis 41, and may for example have a completely running toothing, about which it receives its rotary drive.
  • each one of the six gearings 47, 49 is coupled to the various rotary terminals of the widened gearbox 40 via an endless chain 61.
  • These gears 53 are rotatably connected to one of six, parallel to the central axis 41, eccentrically mounted within the housing 57 rotary shafts 62.
  • These rotary shafts 62 pass through an end face 60 of the housing 57.
  • a further pair of gears 55, 56 each mounted, which are rotatably connected to each other by a rotary shaft 64.
  • a gear 55 is in a common plane with the relevant, further inside gear 54, and is rotatably coupled via an endless chain 65 with this gear 54.
  • the free gears 56 are largely surrounded by another chain 66 outside.
  • This chain 66 referred to below as the main chain, is not endless, but has two ends. Of these, one is anchored to the chassis 67 of the continuously variable transmission 50, for example to an extension 68 of this chassis 67, while the other end is coupled to the chassis 67 via a spring element 69 shortened in FIG.
  • the spring element 69 allows the main chain 66 to adapt to different pivot positions of the lever 63.
  • a first pivot position of the lever 63 is shown in solid lines, wherein the outer rotary shafts 64 are relatively far outward - the arms 52 are nearly stretched - and with dashed lines, a second pivot position of the lever 63 is indicated, wherein the outer rotary shafts 64 are located further inside, as the arms 52 are more angled.
  • a hexagon circumscribed to the star 51 has a larger circumference than in the second case, and it is precisely this fact that accounts for the adjustment provided by the spring-tensioning element 69.
  • the gears 56 rotate faster or slower at the same rotational speed of the housing 57 and share this larger or smaller speed of the output shaft 70 with.
  • the shaft extension 70 can be used as the output shaft of the continuously variable transmission 50.
  • the eccentrically adjustable gears 56 is selected to the radii of the teeth 47, only one speed in one direction, possibly to a stop, or in both directions can be constructed at the output. If the rotational speed on the shaft 41, 70 never becomes zero, a further planetary gear 71 may be provided on the continuously variable transmission 50. This can be arranged on the main chain 66 facing away from front side 59 of the housing 57.
  • the central axis 41 occurs in the form of another stub shaft 72 to the outside and there carries a sun gear 73 of the planetary gear 71, with which it is rotatably connected.
  • Whose ring gear 74 is incorporated as a trough-shaped, circular recess 75 with a toothing in its peripheral edge directly into the outer side 76 of the housing face 59.
  • an opposing direction of rotation may optionally be generated on the secondary output or output shaft 81 in relation to the input direction of rotation on the housing 57.

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Abstract

Die Erfindung richtet sich auf ein Ausgleichsgetriebe zum weitgehend leistungsneutralen Austausch von Rotationsenergie zwischen wenigstens drei Drehanschlüssen, mit wenigstens einem Planetenrad und wenigstens einem damit kämmenden Sonnen- oder Hohlrad, wobei wenigstens ein Planetenrad in seiner axialen Richtung versetzt drei mit je einer rundum laufenden Verzahnung versehene Umfangsbereiche mit jeweils unterschiedlichem Durchmesser aufweist, wobei mit jedem verzahnten Umfangsbereich des/der Planetenräder je ein Sonnen- oder Hohlrad kämmt, das mit je einem Drehanschluss des Ausgleichsgetriebes drehfest gekoppelt oder verbunden ist, sowie auf ein Verfahren zur Herstellung eines solchen Getriebes, sowie auf eine Weiterbildung eines erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes zu einem stufenlosen Getriebe, welches eben ein schaltfreies Ausgleichsgetriebe mit einem Formschluss zwischen einem Antrieb und zwei Abtrieben (Verteilergetriebe) oder zwischen zwei Antrieben und einem Abtrieb (Summiergetriebe) erfordert.

Description

Selbstentsperrendes Ausgleichsgetriebe
Die Erfindung richtet sich auf ein Ausgleichsgetriebe ähnlich der Bauart eines Umlaufgetriebes zum weitgehend leistungsneutralen Austausch von Rotationsenergie zwischen wenigstens drei Drehanschlüssen, mit wenigstens einem Planetenrad und wenigstens einem damit kämmenden Sonnen- oder Hohlrad, wobei wenigstens ein Planetenrad in seiner axialen Richtung versetzt drei mit je einer rundum laufenden Verzahnung versehene Umfangsbereiche mit jeweils unterschiedlichem Radius , r2, r3 aufweist: n r2> n Φ r3l r2 £ r3, und wobei mit jedem verzahnten Umfangsbereich des/der Planetenräder je ein Sonnen- oder Hohlrad kämmt, das mit je einem Drehanschluss des Ausgleichsgetriebes drehfest gekoppelt oder verbunden ist, sowie auf ein Verfahren zum Betrieb eines derartigen Ausgleichsgetriebes.
Ausgleichsgetriebe können als Verteiler- oder Summiergetriebe betrieben werden, d.h., entweder wird ein Drehanschluss angetrieben und zwei Drehanschlüsse dienen jeweils als Abtrieb und geben die Drehbewegung in unterschiedliche Zweige weiter, oder zwei Drehanschlüsse werden angetrieben und ein Drehanschluss dient als Abtrieb.
Es gibt verschiedene Formen von Ausgleichsgetrieben: Bei einem Kegelraddifferential sind in einem um eine Achse drehbaren, angetriebenen Differentialkorb mehrere Kegelräder mit radial orientierten Achsen gelagert, womit Kegelräder an den beiden Abtriebsachsen kämmen; auch ein Planetengetriebe mit einem Sonnenrad, einem Hohlrad und ein oder mehreren Planetenrädern lässt sich als Differential verwenden; bei einem Stirnraddifferential greifen stets zwei verzahnte Planetenräder ineinander, von denen jedes mit einem anderen, als Abtrieb dienenden Sonnenrad kämmt; der Antrieb erfolgt über den Planetenradträger; femer gibt es auch Schraubenradgetriebe, etc.
Die Erfindung geht jedoch aus von einer Anordnung, wobei jedes Planetenrad mit insgesamt drei Sonnen- oder Hohlrädern kämmt, dagegen mit keinem der anderen Planetenräder. Die unterschiedlichen Durchmesserbereiche führen dazu, dass jedes Sonnen- oder Hohlrad über ein anderes Übersetzungsverhältnis üi , ü2, ü3 mit einem Planetenrad gekoppelt ist: üi Φ ü2, üi ü3, ü2 Φ ü3.
Dies bedeutet, dass in dem Fall, dass ein Planetenrad mit einer Drehzahl npR um seine eigene Achse rotiert, sich also auf den damit kämmenden Sonnen- oder Hohlrädern abwälzt, alle damit kämmenden Sonnen- oder Hohlräder mit unterschiedlichen Drehzahlen nSR,HR,i = üi * nPR; nSR,HR,2 = ü2 * nPR; nSR,HR,3 = ü3 * nPR; rotieren müssen. Denn die Planetenraddrehzahl nPR um die eigene Achse, welche eine Abwälzbewegung zur Folge hat, ist immer die selbe, die Übersetzungen üi , Ü2, ü3 sind jedoch paarweise unterschiedlich.
Nur in dem Fall, dass das Planetenrad sich nicht abwälzt, können alle Sonnen- oder Hohlräder mit der selben Gewchwindigkeit rotieren, wobei dann die Planetenräder mit einer entsprechenden Geschwindigkeit umlaufen; dieser Zustand wird auch als synchroner Betrieb bezeichnet.
Bekannte Ausgleichsgetriebe schaffen beispielsweise in Kraftfahrzeugen als Differential einen Freiheitsgrad bei der Ankopplung zweier angetriebener Räder an eine gemeinsame Antriebswelle, indem sie Relativdrehzahlen zwischen den beiden angetriebenen Rädern zulassen, was erst eine weitgehend reibungsfreie Kurvenfahrt ermöglicht, wobei doch bekanntermaßen das äußere Rad etwas schneller drehen muss als das kurveninnere. Dies lässt sich auch derart interpretieren, dass die Antriebswelle stets mit einer mittleren Drehzahl ni rotiert, bezogen auf die Drehzahlen n2, n3 der beiden angetriebenen Räder. Mit anderen Worten: n2 = n<\ + Δη, n3 = ni - Δη, denn daraus folgt für den Mittelwert (n2 + n3)/2 = (ni + Δη + ni - Δη)/2 = 2n^2 = η-ι , dieser ist also unabhängig von Δη stets gleich ni . Dies resultiert daraus, dass ein typisches Differential drei Scheiben aufweist: Die mittlere, an die Antriebswelle gekoppelte rotiert mit ni ; darin sind um radiale Achsen drehbare Ritzel gelagert, welche mit Δη um ihre eigenen Achsen rotieren und mit Verzahnungen an den beiden seitlichen Scheiben kämmen; diese Drehzahl Δη addiert sich also einmal zu ni , um der einen Scheibe die Drehzahl n2 = ni + Δη zu erteilen, während sie sich ein andermal von ni subtrahiert, um der anderen Scheibe die Drehzahl n3 = ni - An zu vermitteln. Dabei kann Δη sowohl positiv als auch negativ sein. Das bedeutet, dass sich Δη den jeweiligen Gegebenheiten anpassen kann, beispielsweise dem Kurvenradius. Bei trockener Fahrbahn ist das auch fast immer gut so. Allerdings gibt es auch Situationen, in denen man zwei angetriebene Räder nicht sich selbst überlassen sollte, beispielsweise bei Glatteis. Denn sobald ein Rad die Haftung am Boden verloren hat, kann es beschleunigen, bis seine Drehzahl (bspw. Π2) die doppelte Antriebsdrehzahl n-ι erreicht: n2 = 2 * n-,. Dann gilt: Δη = ni, und demzufolge wird n3 = ni - Δη = ni - ni = 0, d.h., dasjenige Rad, welches noch Bodenhaftung hat, bleibt stehen, das Fahrzeug erhält keinen Vortrieb mehr. Um diesem Nachteil zu vermeiden, gibt es in manchen Fahrzeugen sogenannte Sperrdifferentiale, also Differentiale, bei denen der obige Freiheitsgrad gesperrt oder gehemmt werden kann, so dass dann Δη = 0 gilt, mit anderen Worten: = n2 = n3. Ein solches Sperrdifferential ist aber einerseits kostspielig, andererseits erfordert es zumeist eine manuelle Aktivierung, wird also nicht selbsttätig aktiv, und ist überdies mit einem Energieverlust verbunden. Aus den Nachteilen des beschriebenen Standes der Technik resultiert das die Erfindung initiierende Problem, ein gattungsgemäßes Ausgleichsgetriebe derart weiterzubilden, dass auch auf glattem Untergrund die Haftung nicht verloren gehen kann, d.h, das Durchdrehen eines Rades vermieden wird. Der Erfinder hat erkannt, dass die Struktur bekannter Differentiale derart verbesserungsfähig ist, dass sie den obigen Anforderungen gerecht werden kann. Die erfindungsgemäße Anordnung fußt auf folgenden Überlegungen:
Anstelle der bisherigen Strukturgleichungen n2 = ni + Δη, n3 = ηΊ - Δη geht die Erfindung von folgenden Gleichungen aus: n2 = ni + Δη2 bzw. Δη2 = n2 - ni;
n3 = ni + Δη3 bzw. Δη3 = n3 - η^
Δηι = n3 - n2 = Δη3 - Δη 2;
Für Δη3 = - Δη2 = Δη folgt:
|Δηι | = 2 * |Δη| = 2 * |Δη2| = 2 * |Δη3|. Die Besonderheit dabei ist, dass bei herkömmlichen Differentialen eine kleinere Relativdrehzahl Δη = Δη2 = -Ans zwischen einem angetriebenen Rad und der Antriebswelle in der Lage ist, eine doppelt so große Relativdrehzahl = 2 * Δη zwischen den beiden angetriebenen Rädern hervorzurufen, woraus das nachteilige Durchdrehen entsteht. Dies wäre aber gar nicht nötig. Vielmehr wäre es völlig ausreichend, wenn das Differential derart ausgelegt wäre, dass nur die (größere) Differenzdrehzahl |Δη 11 zwischen den beiden angetriebenen Rädern die (kleineren) Differenzdrehzahlen |Δη2|, |Δη3| nach sich zieht bzw. nach sich ziehen kann, nicht dagegen umgekehrt.
Diese Überlegungen führten den Erfinder zu folgender Anordnung:
Bei einem gattungsgemäßen Ausgleichsgetriebe verfügt wenigstens ein Planetenrad - in seiner axialen Richtung versetzt - über drei mit je einer rundum laufenden Verzahnung versehene Umfangsbereiche mit jeweils unterschiedlichem Radius r-ι, r2, r3: h Φ r2, ri Φ r3, r2 r3, wobei mit jedem verzahnten Umfangsbereich des/der Planetenräder je ein Sonnenoder Hohlrad kämmt, das mit je einem Drehanschluss des Ausgleichsgetriebes drehfest gekoppelt oder verbunden ist.
Damit lässt sich eine erfindungsgemäße Anordnung realisieren, wobei
a) in einem Getriebezustand „Ausgleichsbewegung" das wenigstens eine Planetenrad sich in der einen oder anderen Richtung abwälzt, d.h., andere Zähne des wenigstens einen Planetenrades gelangen in Verzahnungseingriff, b) während in einem Getriebezustand„Sperrung" dagegen keine Abwälzung des wenigstens einen Planetenrades stattfindet, d.h. , die selben Zähne des wenigstens einen Planetenrades bleiben in Verzahnungseingriff;
c) wobei die Abwälzbewegung des wenigstens einen Planetenrades keine Selbsthemmung aufweist gegenüber einem Relativ-Drehmoment zwischen denjenigen beiden Sonnen- oder Hohlrädern, welche mit den Umfangsbereichen des Planetenrades mit dem größten und dem kleinsten Radius rp,max, rp,min in kämmendem Eingriff stehen, gegenüber allen anderen Relativ-Drehmomenten dagegen schon.
Dabei ist zu beachten, dass sich ein Planetenrad stets entweder gegenüber allen damit kämmenden Sonnen- oder Hohlrädern abwälzt oder gegenüber gar keinem damit kämmenden Sonnen- oder Hohlrad.
Ferner schließen sich die erfindungsgemäßen Getriebezustände „Ausgleichsbewegung" und „Sperrung" gegenseitig weitgehend aus. Dies bedeutet zweierlei: Einerseits tritt - abgesehen von den kurzen Übergangsphasen zwischen beiden Zuständen - bei dem Getriebezustand„Ausgleichsbewegung" keine Sperrung auf, selbst eine die Ausgleichsbewegung bremsende Wirkung ist praktisch null, d.h., das Ausgleichsgetriebe fügt sich einer von außen einwirkenden Anforderung nach einer Ausgleichsbewegung ohne eine die Ausgleichsbewegung bremsende Gegenwirkung. Andererseits tritt auch - abgesehen von den kurzen Übergangsphasen zwischen beiden Zuständen - bei dem Getriebezustand „Sperrung" keine Ausgleichsbewegung mehr auf, d.h., die beiden Drehanschlüsse, deren Sonnen- oder Hohlräder mit den Umfangsbereichen des wenigstens einen Planetenrades mit dem kleinsten und größten Radius kämmen, bewegen sich völlig synchron, also mit der selben Drehzahl, ohne einen Schlupf. Dies rührt daher, weil die beiden Getriebezustände anhand des Planetenrad-Zustandes voneinander unterschieden werden. Da sich jene nur entweder abwälzen können oder nicht - und zwar jeweils gegenüber allen damit kämmenden Sonnen- oder Hohlrädern - ist kein Raum für einen dauerhaften Überlagerungszustand. Da außerdem im Falle mehrerer Planetenrädern alle aufgrund ihres identischen Aufbaus und ihrer identischer Anordnung stets den gleichen Kräften und Drehmomenten unterliegen, wälzen sich entweder alle Planetenräder gleichzeitig ab, oder eben gar keines. Diese Synchronität der Planetenradbewegungen wird durch die gleiche Anordnung der Planetenräder gewährleistet, welche nur unter verschiedenen, aber konstanten Zentrumswinkeln um die zentrale Achse der Sonnen- oder Hohlräder gegeneinander versetzt sind. Bei einer Lagerung aller Planetenräder in einem Planetenradträger ist dieser Winkel durch die Zentrumswinkel zwischen den Lagerstellen vorgegeben, bei einer fliegenden Lagerung der Planetenräder durch die Verzahnungseingriffe erzwungen. Es gibt also drei verschieden große Radien n , r2, r3 eines Planetenrades, mithin einen größten Radius rp,maXl einen mittleren Radius rp,mittei und einen kleinsten Radius rp mjn, wobei gilt: rp.min < rpi(T,i(tel < l"P,max-
Da diese verzahnten Bereiche konzentrisch zu einer gemeinsamen (Längs-) Achse des betreffenden Planetenrades sind, folgt daraus, dass auch die damit kämmenden Sonnen- oder Hohlräder unterschiedliche Radien rs.min oder rH.min, rs.mittei oder rH,mittei, rs.max oder rH,max aufweisen müssen: rs.min < rs.mittel < f"s,max < rH,min < IXmittel < l"H,max- Im allgemeinen gibt es nur drei Sonnenräder oder nur drei Hohlräder. Mischbauformen mit ein oder zwei Sonnenrädern und dementsprechend mit zwei oder nur einem Hohlrad sind zwar denkbar, zeigen aber nach jetzigem Erkenntnisstand des Erfinders vermutlich schlechtere Eigenschaften. Im Folgenden soll als Radius eines verzahnten Elements - also Sonnenrad, Planetenrad, Hohlrad oder sonstiges Zahnrad - stets der Radius des Wälzkreises bezeichnet werden, also des Kreises, auf welchem sich die Zähne miteinander kämmender Zahnräder berühren. Ferner soll im Folgenden ohne Beschränkung der Allgemeinheit von drei Sonnenrädern ausgegangen werden; die Überlegungen mit drei Hohlrädern verlaufen analog.
Das Sonnen- (oder Hohl-) Rad mit dem mittleren Radius rs.mittei entspricht bei dem Anwendungsfall in einem Fahrzeug dem mit der Antriebswelle gekoppelten Drehanschluss„1 ", die beiden anderen Sonnen- (oder Hohl-) Räder mit dem größten und kleinsten Radius rs.max, rs,min den Drehanschlüssen „2", „3" für die anzukoppelnden Fahrzeugräder. Aufgrund dieser fest vorgegebenen Zusammenhänge gilt für das erfindungsgemäße Ausgleichsgetriebe an den Eingriffspunkten zwischen den drei Umfangsbereichen eines Planetenrades, im nicht synchronen Betrieb: Vp min = Vs ma < Vp, mittel = Vs mittel < Vp,max = Vs,mjn, wobei v die Geschwindigkeit am Umfang des betreffenden Getrieberades meint, genau genommen die Geschwindigkeit auf dem Kontaktkreis zwischen miteinander kämmenden Zahnrädern bzw. Verzahnungen, sowie unter der Berücksichtigung, dass natürlich mit dem kleinsten Abschnitt eines Planetenrades das größte Sonnenrad kämmt, und umgekehrt.
Während die Umfangsgeschwindigkeiten vs der Sonnenräder dabei in einem auf das Getriebechassis bezogenen Koordinatensystem unmittelbar der betreffenden Drehzahl entsprechen, können die Umfangsgeschwindigkeiten vP an einem Umfangsbereich eines Planetenrades auch jeweils eine Komponente aufweisen, welche der Relativdrehzahl ηρτ des Planetenradträgers gegenüber dem Getriebechassis geschuldet ist. Mit v = n * U = n * 2π * r gilt daher für die Sonnenräder: vs max = n2 * 2TT rs ,max Vs, mittel ~* ni * 2TT rs .mittel < Vs.min - n3 * 2π rs ,min>
Die betreffenden Drehzahlen an den Bereichen des Planetenrades erhält man durch einen Übergang von einem auf das Getriebechassis bezogenen Koordinatensystem auf ein auf den Planetenradträger bezogenes Koordinatensystem gemäß der folgenden Transformationsformel: ns' = ns - nPT, bzw.
n2' = n2 - nPT,
In einem solchen Koordinatensystem ergeben sich andere Umfangsgeschwindigkeiten vs' = (ns - ΠΡΤ) * 2π * rs = ns' * 2κ * rs der Sonnenräder und demzufolge auch andere, auf den Planetenradträger bezogene Umfangsgeschwindigkeiten vP' = vs' der damit jeweils kämmenden verzahnten Bereiche der Planetenräder, wobei unter Berücksichtigung der Relativdrehzahl np' der verzahnten Bereiche der Planetenräder gegenüber dem Planetenradträger die folgende allgemeine Formel anzusetzen ist: nP' * 2π * rP = vP' = vs' = ns' * 2π * rs Für die drei verschiedenen Verzahnungsbereiche gilt demnach: p min' = Πρ' * 2π rp min < Vp,mi|(e|' = Πρ' * 2ΤΤ ^mittel < Vp max' = Πρ' * 2Τ ΓριΠη3χ· und für die relativen Umfangsgeschwindigkeiten der Sonnenräder gegenüber dem Planetentradträger folgt aus der obigen allgemeinen Formel folgendes: vs ,max = η2' * 2TT f"S,max < s, mittel — Πι 2ΤΤ Ts, mittel Vs.min = η3' * 2TT rs ,mirii beziehungsweise, unter Gleichsetzen und Kürzen mit 2ττ: nP rP n2 rs ,max < nP rP .mittel— ni * rs .mittel < nP rP ,max— n3 rs
Dies lässt sich durch np' teilen:
Tp.min = Ts.ma * ^'/Πρ' < rP,miltel = Ts. mittel * Πι'/ηρ' < Tp.max = fs.min * fla'/np' und eine weitere Teilung durch rPimittei liefert: rp.mirAp, mittel = rs,ma /rP,mittel * ^' Πρ' < 1 = Ts, mittel/ l"p,mittel * Πι '/ηρ' <
*■ rp.max/rp. mittel ~ Ts. min/RP. mittel * n37nP', oder mit einer näherungsweisen Vereinfachung r mit,ei - rp,mjn = rp max - rP ifT1jttei = Ar :
.mittel " ArP]/rP .mittel — < 1— rs.mittel/fp, mittel * Π ι '/ηρ' <
< [rp.mittel + ΔΓρ] Γρ> Πηί«βΙ " rS, min/fp, mittel * Πβ'/ηρ', beziehungsweise:
[1 - Arp/rp,mittel] < 1 = rs.mittel/rp.mittel * Πι '/ηρ' <
< [1 + ΔΓρ/rp mittel] = Γε, min/Γρ, mittel * η3'/ηρ'.
Mit einer weiteren Vereinfachung α = Arp/rp,mjttei (eine Art relative Varianz der verschiedenen Radien eines Planetenrades) kann man schreiben:
[1 - a] = rs.max/rp.mittei * ^'/np' < 1 = rs, mittel/Γρ, mittel * Πι '/ηρ' < [1 + α] = rs.min/rp.mittel *
η37ηΡ'. Man kann also schreiben: rs.mittel/rp.mittel * Πι '/ηρ' = 1 = rs.max/rp.mittel * + O und: rs.mittel/rp.mittel * Πΐ '/Πρ' = 1 = rs.min/rp.mittel * n3'/nP' - d Da jeweils die linken Ausdrücke gleich sind, folgt auch die Gleichheit der rechten Ausdrücke: rs.max/rp.mittel * ^'/Πρ' + α = rs.mir/rp.mittel * η3'/ηΡ' - α oder: rs.min/rp.mittei * n37np' - s.max/rp mittei * η2' ηρ' = 2a; Aus der Vereinfachung rs,mmei - rs,min = rs,max - rs,mmei = Ars = ArP ergibt sich weiter: [' S. mittel " ΔΓρ]/Γρ, mittel * η3'/Πρ' - [^.mittel + ΔΓρ] Γρ mittel * Π2'/ηρ' - 2a;
[rs.mittei/rp.mittei - α] * n37np' - [rs,mittei/f"p,mittei + a] * n2' nP' - 2a;
Mit ß = rs.mittei/rp.mittei (dem Verhältnis der mittleren Radien des mittleren Sonnenrades und eines Planetenrades) folgt weiter:
[ß - α] * η37ηΡ' - [ß + a] * η2'/ηρ' = 2a oder:
[ß/a - 1 ] * n3'/nP' - [ß/a + 1 ] * n27nP' = 2 und schließlich:
[ß/a - 1 ] * n3' - [ß/a + 1 ] * n2' = 2 * nP'
Unter der Annahme α « 1 , ß » 1 und demzufolge ß/a » 1 ergibt sich näherungsweise: β/α * n3' - ß/a * n2' = 2 * nP' oder, unter Multiplikation mit (a/ß):
η3' - η2' = 2 * (a/ß) * nP' bzw: η3' - η2' = n3 - nPT - n2 + nPT = n3 - n2 = Δη^ = 2 * (a/ß) * nP'
= 2 * Ärp/rs mittei * nP' = [rp,max - rp min]/rs, mittel * nP'
Eine Umstellung liefert: nP7[n3 - n2] = rs,mi(iei/[rp
Sofern demnach das mittlere Sonnenrad größer ist als der Größenunterschied zwischen den beiden äußeren Sonnenrädern, so gilt: ηΡ' > n3 - n2 = Δηι.
Dies bedeutet, dass sich das Planetenrad gegenüber dem Planetenradträger dann mit einer Drehzahl ηΡ' > Δη drehen muss, also schneller als die Differenzdrehzahl zwischen den beiden angetriebenen Drehanschlüssen n2, n3. Das heisst, um eine Differenzdrehzahl Δηι = n3 - n2 zuzulassen, muss/müssen das oder die Planetenräder auf eine Drehzahl nP' gegenüber dem Planetenradträger beschleunigt werden, wobei sie auf den Sonnen- bzw. Hohlrädern abrollen. Dies ist zwar möglich, bedeutet im Allgemeinen aber eine deutliche Hemmung. Denn für eine solche Beschleunigung steht eigentlich nur ein sehr kleiner Hebel zur Verfügung, nämlich die Differenz 2 * ΔΓΡ = rp,max - rp,mjn zwischen dem größten und kleinsten Radius eines Planetenrades, womit das Planetenrad mit dem weitaus größeren, mittleren Radius rp,miltei drehbeschleunigt werden muss. Solange jedoch das Verhältnis 2a = 2 * Arp/r ,mittei einen unteren Grenzwert ag nicht unterschreitet, so tritt noch keine Selbsthemmung ein, d.h., es gelingt den beiden abgetriebenen Sonnenrädern, das/die Planetenräder in Drehung zu versetzen, und demnach lässt bei einer Kurvenfahrt das erfindungsgemäße Ausgleichsgetriebe eine Relativdrehzahl zwischen den beiden abgetriebenen Rädern zu.
Andererseits ist das Hebelverhältnis noch ungünstiger, wenn - beispielsweise auf einer glatten Fahrbahn - ein abgetriebenes Rad die Bodenhaftung verliert und daher keinen Beitrag zu einer Drehbeschleunigung der Planetenräder liefern kann. Dann steht beispielsweise nur ein Hebel von ΔΓρ = rP,max - rPimj„ei zur Verfügung, und wenn der daraus resultierende Wert α = ΔΓΡ/Γρ mit,ei den die Selbsthemmung markierenden unteren Grenzwert ag unterschreitet, so tritt insofern Selbsthemmung ein, d.h., es gelingt nur einem der beiden abgetriebenen Sonnenrädern nicht, die Sperrung des erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes zu lösen. Verliert also ein Rad die Bodenhaftung, kann es nicht durchdrehen; vielmehr drehen in diesem Falle automatisch beide abgetriebenen Räder mit der selben Drehzahl wie die Antriebswelle.
Dieser vorteilhafte Effekt tritt demnach jedenfalls dann ein, wenn gilt: α = Arp/rp,mjttei < ag < 2a - 2 * Arp rp>mittei - [rp,max " rp,min]/rp,mittei wobei ag einem Wert rx/rp mjttei entspricht, unterhalb dem Selbsthemmung eintritt, also der Hebel Γχ nicht mehr ausreicht, um das Planetenrad mit dem mittleren Radius rP mmei in Drehung zu versetzen, während es oberhalb dieses Grenzwertes noch möglich ist.
Der Wert von rx, bei welchem diese Selbsthemmung eintritt, kann wiederum von Parametern der Getriebepaarung abhängen, beispielsweise von der Verzahnungsgeometrie und/oder von der Reibung innerhalb des Getriebes. Eine geringere Neigung zur Selbsthemmung dürfte eine sogenannte Evolventenverzahnung haben. Um zu vermeiden, dass sich die Verzahnungsgeometrie durch Verschleiß auf unvorhergesehene Weise ändert, empfiehlt die Erfindung, zumindest die Zahnflanken zu härten und diese dadurch so weit als möglich verschleißresistent zu gestalten. Damit andererseits die Planetenräder definiert anrollen können, mag es von Vorteil sein, diese mittels eines Planetenradträgers zu lagern; eine fliegende Lagerung der Planetenräder wäre zwar denkbar, könnte jedoch zu unvorhersehbaren Verklemmungen führen. Eine möglichst exakt definierte und reibungsarme Lagerung der Planetenräder an einem Planetenradträger lässt sich mittels Wälzlagern bewerkstelligen, obwohl grundsätzlich auch Gleitlager denkbar sind.
Im Übrigen ist zu beachten, dass von der Erfindung nicht unbedingt eine nahezu reibungsfreie Lagerung angestrebt werden muss; es kommt vielmehr auf einen über den Betriebszeitraum hinweg etwa konstanten Reibungswert an, um stets die Gleichung
ΔΤρ/Γρ, mittel < Cig < [l ,max " ΓριΓηίη]/Γρ, mittel zu erfüllen, d.h., ag sollte während der angestrebten Betriebsdauer die beiden Grenzen nicht verlassen. Falls Arp/rp,mittei > ag wird, so verliert das Ausgleichsgetriebe seine Fähigkeit, bei einem durchdrehenden Abtriebsrad zu blockieren; wird andererseits ag > [rp max - rp,min] rp, mittel, so können die Abtriebsräder nicht relativ zueinander mit unterschiedlichen Drehzahlen rotieren, wie dies bei einer Kurvenfahrt notwendig ist.
Ist dagegen die obige Bedingung erfüllt, so erlaubt das erfindungsgemäße Ausgleichsgetriebe beispielsweise eine Kurvenfahrt, wobei das kurvenäußere Rad schneller rotiert als das kurveninnere, obwohl beide angetrieben werden, während beim Verlust der Bodenhaftung eines Rades dieses nicht durchdreht. Natürlich ist die Anwendung als Differential in einer angetriebenen Achse eines Fahrzeugs nur ein Beispiel für eine Anwendung dieses Ausgleichsgetriebes. Generell gilt, dass bei im Fall eines von äußeren Kräften freien Abtriebsrades das Ausgleichsgetriebe selbsttätig sperrt und also dieses Abtriebsrad dynamisch mit der selben Drehzahl rotieren lässt wie das andere Abtriebsrad und die Antriebswelle, und zwar unabhängig davon, ob das Differential aktuell ein antreibendes oder bremsendes Drehmoment überträgt oder der Antriebsstrang sich in einer Art Leerlauf bzw. Drehmomentfreiheit befindet.
Selbsthemmung bedeutet nichts anderes, als dass die innere Reibung einer Abwälzung der Planetenverzahnung entgegenwirkt; dieser Effekt kann auch als eine Art Klemmung gedeutet werden, die auch mit einem noch so hohen Antriebsdrehmoment nicht gelöst werden kann. Die erfindungsgemäße Auslegung strebt also an, das Ausgleichsgetriebe derart zu gestalten, dass ein Antrieb über nur ein Sonnen- oder Hohlrad alleine nicht in der Lage ist, die von ihm selbst (mit) gespeiste Klemmwirkung zu überwinden.
Wirkt dagegen ein Relativ-Drehmoment zwischen zwei Sonnenrädern oder zwischen zwei Hohlrädern, welche mit denjenigen Umfangsabschnitten des wenigstens einen Planetenrades kämmen, welche den größten und kleinsten Radius rP,max, rp,mjn aufweisen, so hat dies eine andere Qualität, insbesondere auch deshalb, weil ein solches Relativ-Drehmoment auf zwei Umfangsbereiche des wenigstens einen Planetenrades einwirkt, welche unterschiedliche Abstände zur Rotationsachse des betreffenden Planetenrades aufweisen. Mithin dringt ein solches Relativ- oder Differenz-Drehmoment tatsächlich als Drehmoment bis zu dem wenigstens einen Planetenrad vor und kann dieses daher zu einer Drehbewegung veranlassen. Die reinen Tangentialkräfte sind entgegengesetzt gerichtet und kompensieren sich daher zumindest teilweise, so dass eine resultierende Klemmkraft vergleichsweise niedrig ist.
Im Gegensatz dazu führt ein einzelnes Drehmoment mit ausschließlich Einfluss auf nur einen der beiden Umfangsbereiche des betreffenden Planetenrades eher zu einer Klemmung desselben denn zu einer Drehung. Denn hier gibt es keine kompensierende Tangentialkraft, und demzufolge überwiegt der antreibende Effekt gegenüber dem klemmenden Effekt.
Der erfindungsgemäße Effekt lässt sich auch dadurch beschreiben, dass das wenigstens eine Planetenrad einem selbsthemmenden Moment DH unterliegt, welches durch eine Subtraktion von auf diejenigen beiden Drehanschlüsse einwirkenden, entgegengesetzt gerichteten Drehmomenten DA > 0 > (-DB); DR = DA - (-DB) = DA + DB, welche über das betreffende Sonnen- oder Hohlrad mit den Umfangsbereichen des Planetenrades mit dem größten und dem kleinsten Radius r-i , r2, r3 in kämmendem Eingriff stehen, überwunden wird, von nur einem einzigen, auf nur eines jener beiden Drehanschlüsse einwirkende Drehmoment DA; -DB dagegen nicht:
|DR| = |DA - (-DB)| > |DH|, während |DH| > |DA| und |DH| > |-DB|.
Durch eben die erfindungsgemäße Getriebe-Dimensionierung lässt sich erreichen, dass die Sperrwirkung nicht nur bei hohen Differenzdrehzahlen an den beiden Drehanschlüssen, welche mit den extremen Verzahnungsbereichen des wenigstens einen Planetenrades gekoppelt sind, einsetzt, sondern bis herab zum synchronen Betrieb reicht, d.h., es handelt sich um eine formschlüssige Sperrung, ähnlich wie bei einem manuell sperrbaren Differential. Dadurch gibt es beispielsweise keine Differenzdrehzahl zwischen zwei abgetriebenen Rädern eines Fahrzeugs, selbst wenn eines die Bodenhaftung komplett verliert. Selbst wenn dies in einer Kurve passiert, wo die beiden Räder zunächst unterschiedliche Drehzahlen aufweisen. Solchenfalls wird dasjenige Rad, welches infolge einer mangelnden Bodenhaftung zum Durchdrehen neigt, bis zum Erreichen einer synchronen Drehzahl mit der angetriebenen Welle abgebremst. Erfindungsgemäß ist weiterhin vorgesehen, dass alle Planetenräder aus einem konvex gekrümmten Grundkörper hergestellt sind. Die Planetenräder selbst sind also nicht als Hohlräder ausgebildet.
Bevorzugt weisen ein mit einer rundum laufenden Verzahnung versehener Umfangsbereich eines Planetenrades und das damit kämmende Sonnen- oder Hohlrad den gleichen Modul m auf, wobei m = p / TT, mit p = Abstand zweier benachbarter Zähne. Diese Bemessungsvorschrift dient dem Zweck, ein Klemmen innerhalb des Verzahnungseingriffs zu vermeiden und also die Hemmung so weit zu reduzieren, dass diese von einem Relativ-Drehmoment zwischen zwei Verzahnungseingriffen an den extremen Bereichen der Verzahnung des wenigstens einen Planetenrades mit größtem oder kleinstem Durchmesser überwunden werden kann. Außerdem wird dadurch bei dem Betrieb des erfindungsgemäßen Getriebes im Ausgleichszustand der Wirkungsgrad verbessert.
Bei einer Getriebe-Ausführungsform mit Sonnenrädern, welche mit dem wenigstens einen Planetenrad kämmen, sieht die Erfindung weiterhin vor, dass für einen mit einer rundum laufenden Verzahnung versehenen Umfangsbereich eines Planetenrades und das damit kämmende Sonnenrad das Produkt aus dem betreffenden Modul m-i , m2, 1TI3, multipliziert mit der Gesamtzahl der Zähne ζρ,-ι , zPi2, zp,3 und zs,i , zs,2, zs,3 jeder Paarung, für zwei oder drei Paarungen aus je einer Plantenrad-Verzahnung und dem betreffenden Sonnenrad identisch ist:
1711 * (zs.i + ζρ, τ ) = m2 * (zs,2 + zp.2) = m3 * (zS 3 + zP 3).
Bei einer Getriebe-Ausführungsform mit Hohlrädern, welche mit dem wenigstens einen Planetenrad kämmen, sieht die Erfindung dagegen vor, dass für einen mit einer rundum laufenden Verzahnung versehenen Umfangsbereich eines Planetenrades und das damit kämmende Hohlrad das Produkt aus dem betreffenden Modul rr»i , m2, m3, multipliziert mit der Differenz der Zähnezahlen zPii , zp,2, zp,3 und zH.i , zH,2, ZH,3 jeder Paarung, für zwei oder drei Paarungen aus je einer Plantenrad-Verzahnung und dem betreffenden Hohlrad identisch ist: m, * (zH, i - zp.i) = m2 * (zH.2 - zP.2) = m3 * (zH,3 - zP,3).
Es handelt sich hierbei um die jeweils allgemeingültigen Gleichungen, welche einen zuverlässigen Betrieb der Erfindung gewährleisten.
Die Erfindung lässt sich weiter vereinfachen, indem zwei oder drei mit je einer rundum laufenden Verzahnung versehene Umfangsbereiche eines Planetenrades mit jeweils paarweise unterschiedlichen Radien η Γ2, h Φ r3, r2 r3 gleiche Module m-i , m2, m3 aufweisen:
ITH = m3, und/oder
m2 = rri3, insbesondere
wobei p = Abstand zweier benachbarter Zähne. Besonders in dem durch die letzte Formel beschriebenen Fall, dass alle Module gleich sind, vereinfacht sich außerdem auch die Herstellung, weil alle Zähne mit dem selben Werkzeug hergestellt werden können.
Bei einer Getriebe-Ausführungsform mit Sonnenrädern, welche mit dem wenigstens einen Planetenrad kämmen, erlaubt die Gleichheit aller Module die Aufstellung einer einfachen Bemessungsregel, wonach für einen mit einer rundum laufenden Verzahnung versehenen Umfangsbereich eines Planetenrades und das damit kämmende Sonnenrad die Gesamtzahl der Zähne zP , zP 2, zP 3 und zs,i, zS 2, zs,3 jeder Paarung für zwei oder drei Paarungen aus je einer Plantenrad-Verzahnung und dem betreffenden Sonnenrad identisch ist: Zs,1 + Ζρ, ι - Zs,2 + Zp,2 - Zs,3 + Zp,3-
Andererseits erlaubt bei einer Getriebe-Ausführungsform mit Hohlrädern, welche mit dem wenigstens einen Planetenrad kämmen, die Gleichheit aller Module die Aufstellung einer einfachen Bemessungsregel, wonach für einen mit einer rundum laufenden Verzahnung versehenen Umfangsbereich eines Planetenrades und das damit kämmende Hohlrad die Differenz der Zähnezahlen zp,i , zP 2, zP 3 und ZH,I , ZH,2 , zH,3 jeder Paarung für zwei oder drei Paarungen identisch ist: ZH,1 " Zp = ZH,2 " 2p,2 = ZH,3 " ρ·3·
Es hat sich als günstig erwiesen, dass alle Planetenräder an ihrem Umfang gerade oder schräg verzahnt sind. Während Geradverzahnungen den Vorteil der einfacheren Herstellung haben, kämmen schrägverzahnte Zahnräder laufruhiger miteinander.
Die Achsen aller Planetenräder sollten parallel zueinander verlaufen. Die gemeinsame Achsrichtung ist bevorzugt parallel zu der zentralen Achse eines Sonnen- oder Hohlrades.
Die Erfindung lässt sich dahingehend weiterbilden, dass die Achsen aller Planetenräder auf der Mantelfläche eines Kreiszylinders vom Radius e liegen, unter einer Exzentrizität e zu dessen zentraler Achse z. Eine gleiche Exzentrizität aller Planetenräder stellt sicher, dass alle Planetenräder baugleich gestaltet werden können und mit dem selben Sonnenrad kämmen.
Es hat sich bewährt, dass der Betrag der Differenz der Radien r^ r2, r3 zweier Umfangsbereiche eines Planetenrades klein gegenüber der Exzentrizität e ist: I r-ι - r2| < e, und/oder |n - r3| < e, und/oder |r2 - r3| < e, beispielsweise kleiner als die halbe Exzentrizität e: jr-i - r2| < e/2, und/oder |ri - r3| < e/2, und/oder |r2 - r3| < e/2, vorzugsweise kleiner als ein Drittel der Exzentrizität e:
In - r2| < e/3, und/oder |η - r3| < e/3, und/oder |r2 - r3| < e/3, insbesondere kleiner als ein Viertel der Exzentrizität e:
In - r2| < e/4, und/oder |ri - r3| < e/4, und/oder |r2 - r3| < e/4, vorzugsweise sogar kleiner als ein Fünftel der Exzentrizität e:
In - r2| < e/5, und/oder In - r3| < e/5, und/oder |r2 - r3| < e/5.
Wie oben bereits ausgeführt, sinkt mit abnehmendem Betrag der Differenz der Radien n, r2, r3 zweier Umfangsbereiche eines Planetenrades der Hebel, welcher das für eine Drehbeschleunigung des Planetenrades zur Verfügung stehende Drehmoment bestimmt. Damit lässt sich der Zustand einer Selbsthemmung eher erreichen. Bevorzugt können die Planetenräder in einem Planetenradträger gelagert sein. Eine solche Lagerung stellt sicher, dass sich keines der Planetenräder verklemmen kann und somit hinsichtlich der Drehbewegung und/oder -beschleunigung der Planetenräder stets definierte Verhältnisse herrschen. Ein solcher Planetenträger sollte um eine zentrale Achse frei drehbar gelagert sein, um seinerseits nicht der Gefahr eines Verklemmens zu unterliegen. Bei einer solchen Ausführungsform wird also die Bewegung des Planetenradträgers nicht an ein anderes Element gekoppelt. In diesem Zusammenhang soll darauf hingewiesen werden, dass eine vollkommene Ölfüllung des Getriebe-Hohlraums zu vermeiden ist, da jene die freie Bewegung der Planetenräder und insbesondere eines Planetenradträgers beeinträchtigt. Denn der Planetenradträger muss bei angetriebenem Getriebe in allen Getriebezuständen umlaufen: Im synchronen Betrieb rotiert er mit der selben Drehzahl wie das angetriebene Sonnen- oder Hohlrad, was dem Getriebezustand „Sperrung'' entspricht; im Getriebezustand „Ausgleichsbewegung" muss er überdies ein Abwälzen der Planetenräder auf den Sonnen- oder Hohlrädern zulassen und also selbst umlaufen, und zwar mit einer asynchronen Drehzahl gegenüber dem angetriebenen Sonnen- oder Hohlrad.
Jene Bewegungen des Planetenradträgers sollten nicht behindert werden. Da der Getriebezustand der formschlüssigen Sperrung zweier, vorzugsweise abgetriebener Drehanschlüsse gegenüber dem dritten, vorzugsweise angetriebenen Drehanschluss ausschließlich von der oben beschriebenen Selbsthemmung der Planetenräder gegenüber bestimmten Relativ-Drehmomenten verursacht ist, während der Getriebezustand der Ausgleichsbewegung dagegen eine möglichst reibungsfreie Lauffreiheit insbesondere des Planetenradträgers erfordert, ist eine Abbremsung des Planetenradträgers durch ein Schmirmittel oder ein sonstiges Medium einerseits völlig unötig, und andererseits für den Getriebezustand der Ausgleichsbewegung sogar nachteilig und deshalb unbedingt zu vermeiden, weil dadurch beispielsweise bei Verwendung als Differential in einem Fahrzeug die Fahrsicherheit vor allem bei hohen Fahrgeschwindigkeiten und/oder in Kurven ungünstig beeinflusst werden kann. Deshalb wird empfohlen, den Hohlraum innerhalb des Getriebes keinesfalls pauschal zu befüllen, sondern die zu schmierenden (Lager-) Punkte und/oder (Lager-) Stellen direkt mittels Schmierleitungen bzw. -bohrungen oder mit einer Sprühschmierung zu versorgen. Damit kann erreicht werden, dass nur eine geringe Menge eines Schmiermittels in dem Getriebehohlraum vorhanden ist, beispielsweise nur 8 % des Volumens innerhalb des Getriebehohlraums oder weniger, vorzugsweise nur 4 % dieses Volumens oder weniger, insbesondere nur 2 % dieses Volumens oder weniger.
Es ist ja gerade die Aufgabe eines Differentials, bei einer Kurvenfahrt den beteiligten beiden Rädern freies relatives Spiel zu ermöglichen, damit weder das kurveninnere Rad noch das kurvenäußere Rad an Bodenhaftung verliert.
Andererseits kann der Planetenträger auch steuerbar sein, insbesondere um die Drehzahlen der Drehanschlüsse zu beeinflussen. Dadurch besteht die Möglichkeit, direkt auf die Eigenschaften des erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes Einfluss zu nehmen. Eine solche Steuerung kann entweder auf rein mechanischem Wege erfolgen oder auch mittels Elektronik; auch kann die Steuerung Bestandteil eines Regelkreises sein, der auf eine gemessene Größe reagiert. Insbesondere kann der Planetenradträger auch mit einer umlaufenden Verzahnung versehen sein, ähnlich einem Sonnen- oder Hohlrad. In eine solche Verzahnung kann ein weiteres Steueroder Antriebszahnrad eingreifen, um solchermaßen auf den Drehwinkel und/oder die Drehgeschwindigkeit des Planetenradträgers einzuwirken. Damit könnte beispielsweise ein Raupenfahrzeug gelenkt werden, insbesondere auch im Stand, indem durch Vorgabe einer asynchronen Drehzahl des Planetenradträgers, also einer anderen Drehzahl als an dem angetriebenen Sonnen- oder Hohlrad, die Planetenräder zu einer Abwälzbewegung gezwungen werden. Dadurch wird deren Selbstsperrung aufgehoben, und es findet eine Ausgleichsbewegung statt, und infolge unterschiedlicher Drehzahlen an den beiden Raupen des betreffenden Raupenfahrzeugs vollführt dieses eine Kurvenfahrt oder Drehung. Dagegen ist das einseitige Abbremsen einer Raupe nicht erfolgreich, weil durch eine einseitige Maßnahme die Selbstsperrung des erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes nicht aufgehoben wird.
Andererseits besteht auch die Möglichkeit, den Planetenträger als Abtrieb zu verwenden. Ggf. kann die Drehzahl des Planetenradträgers nur zu Messzwecken abgegriffen werden, um solchermaßen einen Aufschluß über den Zustand innerhalb des Getriebes zu erhalten. Andererseits ist es auch möglich, in speziellen Anwendungsfällen dort tatsächlich Antriebsleistung abzugreifen und damit eine Vorrichtung anzutreiben.
Die Erfindung lässt sich dahingehend weiterbilden, dass die an die Verzahnungsbereiche mit dem kleinsten Radius rP,min < rp.mittei und mit dem größten Radius rP,max > rP,mittei gekoppelten Drehanschlüsse voneinander weg streben, vorzugsweise in etwa entgegengesetzte Richtungen, insbesondere koaxial zu der zentralen Achse z. Da die Radien dieser beiden Verzahnungsbereiche den größtmöglichen Unterschied aufweisen, ist zwischen diesen eine Relativverstellung möglich, entsprechend der angetriebenen Räder eines Fahrzeugs. Um hierfür gleichberechtigte geometrische Verhältnisse zu schaffen, bevorzugt die Erfindung, die betreffenden Drehanschlüsse etwa spiegelbildlich zueinander anzuordnen, also an den beiden Stirnseiten einer zentralen Achse des erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes. Indem diese Drehanschlüsse koaxial zu einer zentralen Achse angeordnet sind, fluchten sie miteinander, und es kann dementsprechend keine Taumelbewegung auftreten, insbesondere wenn die beiden, an das erfindungsgemäße Ausgleichsgetriebe angeschlossenen Abtriebselemente beide ausgewuchtet sind, so dass auch diese keine Unwucht hervorrufen können.
Dementsprechend sollte ein Verzahnungsbereich mit einem mittleren Radius rp,mittei, mit rp min < rp,mittei < ΓριΓη3χ, an einen Drehanschluss gekoppelt sein, der radial innerhalb oder radial außerhalb der beiden anderen Drehanschlüsse liegt. Dabei wird im Allgemeinen der Drehanschluss eines Hohlrades radial außerhalb, der Drehanschluss eines Sonnenrades radial innerhalb der anderen Drehanschlüsse liegen. Unter einem radial innerhalb der anderen Drehanschlüsse liegenden Anschluss kann beispielsweise eine zentrale Achse verstanden werden, die sich innerhalb eines oder beider anderer, rohrförmig ausgestalteter Drehanschlüsse befindet.
Ferner besteht die Möglichkeit, dass ein Verzahnungsbereich mit einem mittleren Radius rp.mittei, mit rp,mjn < rp.mittei < ΓΡιΠ13Χ, an einen Drehanschluss gekoppelt ist, dessen Rotationsachse mit den Rotationsachsen eines oder beider anderer Drehanschlüsse Winkel δ, ε einschließt, mit
0° < δ < 180°, und/oder 0° < ε < 180°, beispielsweise
30° < δ < 150°, und/oder 30° < ε < 150°, vorzugsweise
60° < δ < 120°, und/oder 60° < ε < 120°, insbesondere δ = 90°, und/oder ε = 90°.
In letzterem Falle strebt also die Rotationsachse desjenigen Drehanschlusses, welcher mit einem Planetenrad-Verzahnungsbereich von mittlerem Radius rpirr,jttei gekoppelt ist, etwa radial von einer zentralen Achse weg, mit welcher die Rotationsachsen der anderen beiden Drehanschlüsse fluchten. Dies entspricht etwa einer „T"-Anordnung, wobei der obere Querbalken des „T" der zentralen Achse entspricht und der vertikale „T"-Balken der Rotationsachse des Drehanschlusses, welcher mit dem Planetenrad-Verzahnungsbereich von mittlerem Radius rP mitlei gekoppelt ist.
Eine weitere Konstruktionsvorschrift besagt, dass wenigstens ein Verzahnungsbereich, vorzugsweise ein Verzahnungsbereich mit einem mittleren Radius rp.miuei, mit rP,min < rp.mittei < rp,max, über ein Umlenkgetriebe an den betreffenden Drehanschluss gekoppelt sein kann, vorzugsweise über ein Kegelradgetriebe oder Schneckengetriebe.
Über zwei miteinander kämmende Kegelräder lässt sich die Rotationsachse einer Drehbewegung um 90° umlenken, entsprechend der zuvor beschriebenen, T- förmigen Anordnung zweier axialer und einer radialen Rotationsachse.
Ein Schneckengetriebe dagegen liefert eine Umlenkung von einer Drehung um eine zentrale Achse des Schneckenrades in eine Drehung um eine dazu tangentiale Rotationsachse der Schnecke. Bei einer solchen Anordnung gibt es daher im Allgemeinen keinen Schnittpunkt zwischen der tangentialen Rotationsachse desjenigen Drehanschlusses, welcher mit einem Planetenrad-Verzahnungsbereich von mittlerem Radius rp,mitte) gekoppelt ist, und den axialen, miteinander fluchtenden Achsen der anderen beiden Drehanschlüsse. Die Drehanschlüsse können in einem Gehäuse gelagert sein, vorzugsweise in jeweils wenigstens zwei voneinander beabstandeten Lagerstellen, insbesondere mittels Wälzlagern. Durch eine doppelte Lagerung wird eine exakte Justierung der betreffenden Rotationsachsen im Raum dauerhaft sichergestellt und damit eine leichtgängige Verdrehbarkeit der Drehelemente des erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes.
Bei einer besonders bevorzugten Ausführungsform verlaufen die an die Verzahnungsbereiche mit dem kleinsten Radius rPimin < rp mit(ei und mit dem größten Radius rP,ma > rp.mmei gekoppelten Drehanschlüsse koaxial zu dem an den Verzahnungsbereich von mittlerem Radius rp mmei gekoppelten Drehanschluss, diesen rohrförmig umgebend. Man erhält somit die Möglichkeit, die Drehbewegung von den beiden rohrförmigen Drehanschlüssen in etwa radialer Richtung abzugreifen, beispielsweise mittels (endloser) Ketten, (exzentrischer) Zahnräder oder (tangentialer) Schnecken. Der An- oder Abtrieb zu/von dem dritten Drehanschluss liegt bervorzugt auf der zentralen Achse. Es kann sich hierbei um einen axial an das Gehäuse angeflanschten Motor handeln, ggf. über ein Getriebe. Andere An- oder Abt ebsmöglichkeiten sind denkbar.
Die Erfindung erfährt eine vorteilhafte Weiterbildung dadurch, dass ein oder vorzugsweise beide, an die Verzahnungsbereiche mit dem kleinsten Radius ΓΡιΓΤ1ίη < rp.mittei und mit dem größten Radius rP,max > rp>mittei gekoppelten Drehanschlüsse mit einem Drehanschluss je eines weiteren Differentialgetriebes, drehfest gekoppelt oder verbunden sind. Damit lässt sich der Einsatzbereich der Erfindung erweitern. Zu denken ist dabei u.a. an ein Kraftfahrzeug mit Allradantrieb, wobei ein zentrales Ausgleichsgetriebe zwei Kardanwellen zur Vorder- und Hinterachse an einen Antriebsmotor koppelt, während die beiden anderen Differentialgetriebe jeweils die beiden Räder der Vorder- oder Hinterachse an die betreffende Kardanwelle koppeln.
Es ist allerdings umgekehrt auch möglich, zwei erfindungsgemäße Ausgleichsgetriebe über ein konventionelles bzw. beliebiges Differentialgetriebe miteinander zu koppeln, beispielsweie über ein Kegelraddifferential. Solchenfalls kann niemals ein einzelnes Rad eines Kraftfahrzeugs durchdrehen, vielmehr müssten dazu schon beide Räder der Vorder- oder Hinterachse ihre Bodenhaftung komplett verlieren. Verwendet man dagegen drei miteinander gekoppelte, jeweils erfindungsgemäße Ausgleichsgetriebe, ist auch diese Möglichkeit ausgeschlossen. Auch ein bei den zuvor beschriebenen Kopplungs-Varianten verwendetes, konventionelles bzw. beliebig gestaltetes Differentialgetriebe sollte drei gegeneinander verdrehbare Drehanschlüsse aufweisen, womit sich die eingangs erwähnte Funktionalität realisieren lässt, also demnach, dass die Drehgeschwindigkeit an einem Drehanschluss dem Mittelwert der Drehgeschwindigkeiten an den beiden anderen Drehanschlüssen entspricht.
Ein solches, konventionelles Differentialgetriebe kann als axiales Differentialgetriebe ausgebildet sein, dessen Drehanschlüsse über Kegelräder miteinander gekoppelt sind, oder als ebenes Differentialgetriebe nach Art eines Planetengetriebes. Obzwar der interne Aufbau beider Ausführungsformen unterschiedlich ist, lassen sich damit gleiche oder jedenfalls einander entsprechende Funktionen realisieren, so dass diese funktionell gleichwertig sind. Die freien Drehanschlüsse der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe können mit je einem Zahnrad drehfest gekoppelt oder verbunden oder integriert sein. Dort erfolgt dann die Ein- oder Ausleitung der Drehenergie über mit dem betreffenden Zahnrad kämmende oder anderweitig gekoppelte Getriebeelemente.
Eine besonders übersichtliche Anordnung ergibt sich, wenn die Zahnräder an den freien Drehanschlüssen der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe parallel zueinander koaxial zu einer gemeinsamen Drehachse angeordnet sind. Eine solche Anordnung verfügt über ein hohes Maß an Symmetrie, so dass weder Taumel- noch Unwucht-Bewegungen zu befürchten sind; außerdem ist es bei vielen Anwendungen, z. B. bei der Hinterachse eines Fahrzeugs, vorteilhaft, wenn zwei Drehanschlüsse koaxial zueinander angeordnet sind.
Es liegt im Rahmen der Erfindung, dass die Zahnräder an den freien Drehanschlüssen der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe über je eine oder mehrere Ketten mit einem exzentrisch gelagerten Zahnrad drehfest gekoppelt sind. Diese exzentrischen Zahnräder können beispielsweise gleiche Exzentrizitäten bezüglich der zentralen Mittelachse aufweisen, jedoch in unterschiedliche radiale Richtungen von der zentralen Achse wegversetzt sein, beispielsweise unter gleichen Zwischen- oder Zentrumswinkeln. Beispielsweise würden demnach bei vier exzentrischen Zahnrädern zwei benachbarte jeweils einen Zwischenwinkel von 90° miteinander einschließen, bei fünf exzentrischen Zahnrädern ergäbe sich ein Zwischenwinkel von jeweils 72°, bei sechs exzentrischen Zahnrädern ein Zwischenwinkel von jeweils 60°. Durch eine solche Geometrie würde wiederum die Symmetrie der Gesamtanordnung nicht beeinträchtigt.
Ferner besteht die Möglichkeit, dass zwischen den Zahnrädern an den freien Drehanschlüssen der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe und den daran beispielsweise über Ketten drehfest gekoppelten, exzentrisch gelagerten Zahnrädern je ein Schwenk- oder Kniegelenk oder eine sonstige Radialverstellung angeordnet ist, so dass die Exzentrizität e der exzentrisch gelagerten Zahnräder variabel ist. Wenn dabei sichergestellt ist, dass die Exzentrizität e aller dieser exzentrischen Zahnräder jeweils gleichmäßig verstellt werden, leidet darunter die Symmetrie und damit der Rundlauf nicht. Dies kann beispielsweise durch eine gemeinsame Versteileinrichtung bewirkt werden.
Beispielsweise könnten die exzentrischen Zahnräder an um ihrerseits (innere) dezentrale Achsen verschwenkbaren Hebeln gelagert sein; die peripheren Enden - oder andere Bereiche - dieser verschwenkbaren Hebel könnten ihrerseits in beispielsweise radial verlaufenden Schlitzen oder Langlöchern einer gemeinsamen Scheibe gelagert sein. Solchenfalls könnte durch eine winkelmäßige Verstellung einer solchen Scheibe gegenüber einer anderen Scheibe mit den (inneren) dezentralen Lagerachsen der betreffenden Hebel eine Radialverstellung der (äußeren) exzentrischen Zahnräder bewirkt werden.
Andererseits können die exzentrischen Zahnräder auch mit einer zentralen Versteileinrichtung gekoppelt sein, beispielsweise über ein zentrales Zahnrad, das mit in einer Scheibe dezentral gelagerten Lagerkörpern kämmt und dabei die ihrerseits dezentral an den Lagerkörpern gelagerten Zahnräder radial verstellt, insbesondere durch Verdrehung der Lagerkörper um deren zu dem zentralen Zahnrad prallelen Achsen. Schließlich entspricht es der Lehre der Erfindung, dass die exzentrisch gelagerten Zahnräder von einer gemeinsamen Kette außen umschlungen sind bzw. werden. Einer solchen Kette obliegt es, bei einer Drehung der Gesamtheit aller damit kämmenden, exzentrisch gelagerten Zahnräder um eine zentrale Achse den dezentralen Zahnrädern jeweils Drehbewegungen zu erteilen, welche dann über die erfindungsgemäßen Ausgleichs- und/oder Differentialgetriebe im Zentrum zusammengefasst werden können.
Dabei können die exzentrischen Zahnräder je nach eingestellter Exzentrizität e unterschiedliche Drehgeschwindigkeiten erfahren, so dass bei der selben Eingangsdrehzahl je nach eingestellter Exzentrizität unterschiedliche Ausgangsdrehzahlen wählbar sind. Da sich hierbei die Exzentrizität stufenlos variieren lässt, erhält man somit ein stufenlos verstellbares Getriebe. Dabei sollte die gemeinsame Kette von einer Spannvorrichtung unter Zugspannung gehalten werden, um den Stern der exzentrischen Zahnräder unabhängig von deren Exzentrizität e jeweils straff umgeben zu können. Es handelt sich also um eine offene Kette mit zwei Enden, von denen eines festgelegt sein kann, beispielsweise an einem Gehäuse oder Chassis des Getriebes, während das andere mittels der Spannvorrichtung zwar beweglich ist, aber stets unter Spannung gehalten wird, d.h., in einer Richtung etwa zu dem ersten, festgelegten Ende hin gezogen wird.
Wenn das Getriebe nur eine einzige Antriebsdrehrichtung aufweist, beispielsweise entsprechend der vorgegebenen Takt-Abfolge eines Verbrennungsmotors, dessen Kurbelwelle sich stets in der selben Richtung dreht, so kann als am Gehäuse, Chassis od. dgl. festzulegendes Ende der gemeinsamen Kette das entgegen der Drehrichtung des Antriebs liegende, „vordere" Kettenende verwendet werden, während das folgende, in Drehrichtung„hintere" Kettenende gespannt wird. Dies hat den Vorteil, dass die Spannvorrichtung nicht die gesamte, das zu übertragende Drehmoment liefernde Kraft ertragen muss, sondern nur den kämmenden Eingriff zwischen Kette und exzentrischen Zahnrädern sicherstellen muss, während die Arbeitskraft von dem festgelegten Kettenende her aufgenommen wird. Weitere Merkmale, Einzelheiten, Vorteile und Wirkungen auf der Basis der Erfindung ergeben sich aus der folgenden Beschreibung einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung sowie anhand der Zeichnung. Hierbei zeigt: Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine erste Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes, wobei der Drehanschluss an die unterschiedlichen Radienbereiche der Planetenräder über Sonnenräder erfolgt; Fig. 2 eine der Fig. 1 entsprechende Schnittansicht einer zweiten
Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes, wobei der Drehanschluss an die unterschiedlichen Radienbereiche der Planetenräder über Hohlräder erfolgt; Fig. 3 eine weitere Ausführungsform eines erfindungsgemäßen
Ausgleichsgetriebes mit der grundlegenden Struktur nach Fig. 1 , als Bestandteil eines erweiterten Ausgleichsgetriebes mit mehr als drei Drehanschlüssen, dargestellt in einem Schnitt entlang der Längsachse einer zentralen An- oder Abtriebsachse;
Fig. 4 ein stufenloses Getriebe, worin das erweiterte Getriebe nach Fig. 3 zum
Einsatz gelangt, in einer Ansicht in Richtung der Längsachse von Fig. 3; sowie Fig. 5 einen Längsschnitt durch das stufenlose Getriebe nach Fig. 4, worin das erweiterte Ausgleichsgetriebe nach Fig. 3 erkennbar ist.
Die Ausgleichsgetriebe 1 und V nach Fig. 1 und 2 haben eine vergleichbare Funktion und verfügen über viele strukturelle Ähnlichkeiten, die zunächst gemeinsam behandelt werden sollen:
Beide Ausgleichsgetriebe 1 ; 1 ' sind in je einem Gehäuse 2 aufgenommen, welches einen inneren Hohlraum 3 umschließt und jeweils drei Durchtrittsstellen 4, 5, 6 für insgesamt drei Drehanschlüsse 7, 8, 9 aufweist. Jedes Gehäuse 2 hat jeweils eine etwa zylindrische Gestalt mit einem Zylindermantel 10, der an beiden Enden von je einer vorzugsweise kreisrunden Stirnplatte 1 1 , 1 2 abgeschlossen wird.
Eine Durchtrittsstelle 4 für einen Drehanschluss 6 befindet sich an dem Zylindermantel 10, die anderen beiden Durchtrittsstellen 5, 6 für die restlichen Drehanschlüsse 8, 9 befinden sich in je einer Stirnplatte 1 1 , 12, und zwar in einer gemeinsamen Flucht, bevorzugt im Zentrum der jeweiligen Stirnplatte 1 1 , 12.
Im Bereich jeder Durchtrittsstelle 4, 5, 6 kann das Gehäuse 2 über eine lotrecht gegenüber dem betreffenden Oberflächenbereich des Gehäuses 2 nach außen ragenden Hülsenansatz 13 verfügen, worin zwei Lager, vorzugsweise Wälzlager 14, in Längsrichtung der betreffenden Hülse 3 versetzt angeordnet sind, beispielsweise in rundum laufenden Vertiefungen, beispielsweise Nuten oder Auskehlungen, an der Innenseite des Gehäuses 2 bzw. der betreffenden Hülse 13 eingesetzt. Die Innenringe der Lager oder Wälzlager 14 umgreifen je eine Drehachse 15, 6, 1 7 als nach außen ragenden Drehanschluss 7, 8, 9. Die beiden stirnseitigen Drehachsen 1 6, 17 fluchten miteinander, die mantejseitige Drehachse 1 5 verläuft in einem rechten Winkel dazu. Die gemeinsame Rotationsachse der beiden miteinander fluchtenden Drehachsen 1 6, 1 7 ist konzentrisch zu dem Gehäusemantel 10 und soll im Folgenden als Hauptachse des Ausgleichsgetriebes 1 ; 1 ' bezeichnet werden.
Alle Drehachsen 15, 16, 1 7 enden im Inneren 3 des Gehäuses 2 und sind vorzugsweise im Bereich ihres inneren Endes mit einem verzahnten Getriebeelement versehen. In der weiteren Getriebeausgestaltung unterscheiden sich die beiden Ausführungformen 1 ; 1 ' voneinander, weswegen im Folgenden zunächst weiter auf die Fig. 1 allein eingegangen werden soll. Die beiden miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 tragen je ein stirnverzahntes Zahnrad; diese haben in dem Ausgleichsgetriebe 1 ; 1 ' die Funktion eines Sonnenrades 18, 19. Beide Sonnenräder haben unterschiedliche Radien rs.min, rs,max- Die dritte, dazu rechtwinklige Drehachse 15 trägt an ihrem inneren Ende ein Kegelrad 20, dessen Mantel sich nach innen hin verjüngt.
Damit kämmt eine rundum laufende Verzahnung an einem teils hülsenförmigen, teils scheibenförmigen Drehteil 21 . Dieses Drehteil 21 verfügt über einen radial innen liegenden Hülsenabschnitt 22, der auf einer der beiden miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 mittels Lagern, vorzugsweise mittels zweier, in axialer Richtung versetzter Lager, insbesondere mittels Wälzlager 23, verdrehbar gelagert ist. Diese Lager 23 befinden sich zwischen den Wälzlagern 14 der betreffenden Drehachse 17 einerseits und dessen Sonnenrad 19 andererseits.
An einem Ende des radial inneren Hülsenabschnitts 22, vorzugsweise an dessen der benachbarten Gehäusestirnseite 12 zugewandten Ende, schließt sich eine Kreisringscheibe 24 an, welche drehfest mit dem Hülsenabschnitt 22 verbunden oder mit jenem zusammengeformt oder integriert ist. Diese Kreisringscheibe 24 erstreckt sich parallel zu der betreffenden Gehäusestirnseite 12 radial nach außen; ihr Außenumfang befindet sich knapp innerhalb des Gehäusemantels 10. Dort ist an der dem Kegelrad 20 zugewandten Seite der Kreisringscheibe 24 oder eines an deren peripheren Rand angeformten oder damit verbundenen, sich in Richtung zu dem Kegelrad 20 hin erstreckenden zweiten Hülsenabschnittes 25 eine Verzahnung 26 angeformt, welche mit dem Kegelrad 20 kämmt. Zu diesem Zweck verlaufen die Mantelflächen der Verzahnungen 20, 26 entlang von Kegelflächen, deren Öffnungswinkel jeweils etwa 90° betragen, so dass die Querschnitte dieser Mantelflächen also jeweils unter einem Winkel von 45° verlaufen, bezogen auf die Hauptachse des Ausgleichsgetriebes 1 .
Schließlich verfügt die innere Hülse an ihrem freien, d.h. von der Kreisscheibe 24 abgewandten Ende über eine rundum laufende Verzahnung an ihrer Außenfläche, welche als drittes Sonnenrad 27 des Ausgleichsgetriebes 1 betrachtet werden kann. Der Radius rs.mittei dieses Sonnrenrades 27 liegt zwischen den Radien rs.min, rs.max denen der beiden anderen Sonnenräder 18, 19: rS,min < rS, mittel < rs.ma -
Die Anordnung ist derart getroffen, dass die drei Sonnenräder 18, 19, 27 unmittelbar nebeneinander liegen.
Mit all diesen Sonnenrädern 18, 9, 27 kämmen jeweils mehrere Planetenräder 28, welche in einem gemeinsamen Planetenradträger 29 gelagert sind, vorzugsweise mittels Wälzlagern an beiden Stirnseiten der Planetenräder 28.
Der Planetenradträger 29 hat einen etwa U-förmigen Querschnitt und verfügt demzufolge über einen radial außen liegenden Hülsenabschnitt 30, welcher zwei endseitige Kreisringscheiben 31 , 32 miteinander verbindet. Zur Erleichterung der Montage und/oder Demontage des Ausgleichsgetriebes 1 kann der Planetenradträger 28 aus zwei oder mehr Teilen lösbar zusammengesetzt sein; beispielsweise kann (können) eine oder beide Kreisringscheibe(n) 31 , 32 mit dem Hülsenabschnitt 30 verschraubt sein.
Der Planetenradträger 29 ist im Bereich der radial innen liegenden Ränder seiner beiden Kreisringscheiben 31 , 32 an dem zweifach verzahnten Drehteil 21 einerseits gelagert, andererseits an der diesem gegenüber liegenden Drehachse 16. Der Planetenradträger 29 ist derart ausgebildet, dass er alle drei Sonnenräder 18, 19, 27 außen umgreift. Zu diesem Zweck ist sein Hülsenabschnitt 30 länger als die Summe der Dicken der drei Sonnenräder 18, 19, 27. Die Längen der Planetenräder 28 entsprechen etwa der axialen Länge des Hülsenabschnitts 30, so dass sich die Planetenräder 28 entlang aller drei Sonnenräder 18, 19, 27 erstrecken.
Jedes Planetenrad 28 verfügt über drei Verzahnungsabschnitte 33, 34, 35, welche jeweils unterschiedliche Radien rp,min < rp,mittei < rP,max aufweisen. Dabei ist der kleinste Planetenrad-Radius rp,min dem größten Sonnenrad-Radius rs.max zugeordnet, und umgekehrt. Alle drei Verzahnungen 33, 34, 35 sind ständig mit allen Sonnenradem 18, 19, 27 in Verzahnungseingriff. Dies wird durch die folgende Relation sichergestellt: Γρ + Ts.max = ρ,πϋκβ! + Ts, mittel = Tp.max + fp.min = E.
Dabei ist dem mantelseitigen Drehanschluss 7 die Zahnradpaarung mit den mittleren Radien rp,mittei, rs.mittei zugeordnet. Die Umlaufrichtung und -geschwindigkeit des Planetenradträgers 29 relativ zu dem Drehteil 21 bestimmt das Übertragungsverhalten des Ausgleichsgetriebes 1 :
Laufen beide Teile 21 , 29 synchron miteinander um, so stehen die Planetenräder 28 relativ zu dem Planetenradträger 29 still, und demzufolge rotieren die beiden stirnseitigen Drehachsen 16, 17 ebenfalls synchron miteinander.
Ist dies nicht der Fall, d.h., wenn das Drehteil 21 und der Planetenradträger 29 asynchron zueinander rotieren, dann hängt das Drehverhalten der Drehachsen 16, 17 von der relativen Umdrehungsrichtung ab:
Falls der Planetenradträger 29 schneller rotiert als das Drehteil 21 , dann rotiert die Drehachse 16 mit dem kleineren Sonnenrad 18 langsamer als das Drehteil 21 , die Drehachse 17 mit dem größeren Sonnenrad 19 dagegen schneller als das Drehteil 21.
Falls der Planetenradträger 29 dagegen langsamer rotiert als das Drehteil 21 , dann rotiert die Drehachse 16 mit dem kleineren Sonnenrad 18 schneller als das Drehteil 21 , die Drehachse 17 mit dem größeren Sonnenrad 19 dagegen langsamer als das Drehteil 21.
Theoretisch könnte der Planetenradträger 29 sogar in entgegengesetzter Richtung rotieren wie das Drehteil 21 ; dies wäre dann im obigen Sinne als langsamere Rotation des Planetenradträgers 29 gegenüber dem Drehteil 21 einzustufen. Es ist sogar der Anwendungsfall denkbar, dass der Drehanschluss 7 zeitweise festgebremst ist, so dass das Drehteil 21 stillsteht. Zu denken wäre hierzu u.a. an den Antrieb eines Raupenfahrzeugs wie eines Baggers od. dgl., dessen beide Raupen über eine Kupplung und erfindungsgemäßes Ausgleichsgetriebe an einen Motor angekoppelt sind. Wird der Motor ausgeschalten oder abgekuppelt, steht das Raupenfahrzeug still. Soll dies nun auf der Stelle wenden, so müssen die Raupen in entgegengesetzten Richtungen angetrieben werden. Dazu kann der Planetenradträger 29 in Drehung versetzt werden, wobei dessen Umlaufrichtung die Drehrichtung des Raupenfahrzeugs vorgibt. In diesem Fall würde der Planetenradträger 21 schneller umlaufen als das still stehende Drehteil 21.
Nun ist die Hemmung innerhalb des Getriebes derart eingestellt, dass für jedes von außen angreifende Drehmoment zwischen dem mantelseitigen Drehanschluss 7 und einem der beiden stirnseitigen Drehanschlüsse 8, 9 Selbsthemmung eintritt, d.h., ein solches Drehmoment ist nicht in der Lage, eine von Null abweichende Relativdrehzahl zwischen dem Planetenradträger 29 einerseits und dem Drehteil 21 herbeizuführen; das Ausgleichsgetriebe bleibt in synchronem Zustand und sperrt, d.h., die beiden miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 rotieren stets mit gleicher Drehzahl, also beispielsweise auch dann, wenn ein an eine solche Drehachse 16, 17 angeschlossenes Fahrzeugrad die Bodenhaftung verliert.
Andererseits sind die Übersetzungsverhältnisse rPimin : rs,max einerseits und rp,max : rp min andererseits zwischen den beiden Zahnradpaarungen der beiden extremen Sonnenräder 18, 19 und/oder der miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 so groß, dass für zwischen diesen Sonnenrädern 18, 19 oder Drehachsen 16, 17 von außen einwirkende Drehmomente keine Selbsthemmung eintritt. Wenn also zwei an diese Drehachsen 16, 17 angeschlossene Fahrzeugräder bei einer Kurvenfahrt mit unterschiedlichen Drehzahlen rotieren wollen, so wird dies das Ausgleichsgetriebe 1 erlauben. Dabei rollen die Planetenräder 28 gemeinsam an dem Sonnenrad 19 ab.
Diese Funktion leistet auch das Ausgleichsgetriebe 1 ' nach Fig. 2:
Dieses unterscheidet sich vor allem darin, dass mit den beiden Drehachsen 16, 17 anstelle von Sonnenrädern jeweils Hohlräder 18', 9' verbunden sind. Ferner hat das Drehteil 21 ' einen U-förmigen Querschnitt ähnlich dem Planetenradträger 29 aus Fig. 1 , und ist über die Innenränder seiner beiden Kreisringscheiben 36, 37, welche die Schenkel des U-förmigen Querschnitts bilden, auf den beiden Drehachsen 16, 17 gelagert. An der Außenseite des hülsenförmigen Mittelteils 38 befindet sich eine Kegelverzahnung 26', an seiner Innenseite eine Hohlradverzahnung 27'.
Mehrere Planetenräder 28' mit jeweils drei Verzahnungsabschnitten 33', 34', 35' unterschiedlichen Durchmessers sind in einem Planetenradträger 29' gelagert, der ebenfalls eine U-förmige Querschnittsgeometrie aufweist; allerdings werden in diesem Fall die beiden Kreisringscheiben 31 ', 32' des Planetenradträgers 29' durch ein hülsenförmiges Teil 30' verbunden, welches die beiden radial inneren Ränder dieser beiden Kreisringscheiben 31 ', 32' miteinander verbindet.
Der Planetenradträger 29' ist auf den beiden miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 gelagert, zwischen den daran angeformten Hohlrädern 18', 19'.
Die Planetenräder 28' verfügen wiederum über drei Verzahnungsabschnitte 33', 34', 35', welche ständig mit allen Hohlrädern 18', 19', 27' in Verzahnungseingriff somd. Dies wird durch die folgende Relation sichergestellt:
Cs.max - rp.max = rs.mittel " l"P,nnittel = Ts, min " rp,min = 6. Auch hier ist dem mantelseitigen Drehanschluss 7 die Zahnradpaarung mit den mittleren Radien rp,mittei, rs,mittei zugeordnet.
Die Umlaufrichtung und -geschwindigkeit des Planetenradträgers 29' relativ zu dem Drehteil 21 ' bestimmt auch das Übertragungsverhalten des Ausgleichsgetriebes 1 ':
Laufen beide Teile 21 ', 29' synchron miteinander um, so stehen die Planetenräder 28' relativ zu dem Planetenradträger 29' still, und demzufolge rotieren die beiden stirnseitigen Drehachsen 16, 1 7 ebenfalls synchron miteinander. Ist dies nicht der Fall, d .h. , wenn das Drehteil 21 ' und der Planetenradträger 29' asynchron zueinander rotieren, dann hängt das Drehverhalten der Drehachsen 16, 17 von der relativen Umdrehungsrichtung ab: Falls der Planetenradträger 29' schneller rotiert als das Drehteil 21 ', dann rotiert die Drehachse 16 mit dem kleineren Hohlrad 18' schneller als das Drehteil 21 ', die Drehachse 1 7 mit dem größeren Hohlrad 19' dagegen langsamer als das Drehteil 21 '. Falls der Planetenradträger 29' dagegen langsamer rotiert als das Drehteil 21 ', dann rotiert die Drehachse 16 mit dem kleineren Hohlrad 18' langsamer als das Drehteil 21 ', die Drehachse 17 mit dem größeren Hohlrad 19' dagegen schneller als das Drehteil 21 '. Theoretisch könnte der Planetenradträger 29' sogar in entgegengesetzter Richtung rotieren wie das Drehteil 21 '; dies wäre dann im obigen Sinne als langsamere Rotation des Planetenradträgers 21 ' gegenüber dem Drehteil 21 ' einzustufen.
Nun ist die Hemmung innerhalb des Getriebes derart eingestellt, dass für jedes von außen angreifende Drehmoment zwischen dem mantelseitigen Drehanschluss 7 und einem der beiden stirnseitigen Drehanschlüsse 8, 9 Selbsthemmung eintritt; während die Übersetzungsverhältnisse rP,mn : rs,max einerseits und rp.max : rp,mjn andererseits zwischen den beiden Zahnradpaarungen der beiden extremen Hohlräder 18', 19' und/oder der miteinander fluchtenden Drehachsen 16, 17 so groß ist, dass für zwischen diesen Hohlrädern 18', 19' oder Drehachsen 16, 17 von außen einwirkende Drehmomente keine Selbsthemmung eintritt; jeweils mit den oben im Hinblick auf die Ausführungsform 1 aus Fig. 1 beschriebenen Folgen.
Auch das Ausgleichsgetriebe 1 ' lässt demnach Kurvenfahrten zu, wobei zwei angetriebene Räder unterschiedlichen schnell rotieren, während ein Rad allein auch im Fall des Verlustes der Bodenhaftung nicht durchdrehen kann.
In Fig. 3 ist ein besonderer Anwendungsfall eines erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes 1 in einem erweiterten Getriebe 40 dargestellt: In der Mitte der Fig. 3 ist ein Ausgleichsgetriebe 1 " zu sehen, welches die selbe Struktur hat wie das Getriebe 1 nach Fig. 1 . Es gibt drei Sonnenräder 18, 19, 27 mit unterschiedlichen Radien rs,min < rs.mittei < rs,max sowie mehrere, damit kämmende und in einem Planetenradträger 29 gelagerte Planetenräder 28 mit jeweils drei Verzahnungsabschnitten 33, 34, 35, welche jeweils unterschiedliche Radien rp,min < rp.mittei < rP,max aufweisen. Es gilt:
Γρ,ηηίη + l"S,max - rp.mittel + ^.mittel ~ l"P,max + rpimjn - e.
Das Sonnenrad 27" mit dem mittleren Radius rs .mittel ist in diesem Fall unmittelbar mit einer die komplette Anordnung durchsetzenden, zentralen Achse 41 verbunden.
Die beiden anderen Sonnenräder 18", 19" sind jeweils endseitig an je einer von zwei rohrförmig ausgebildeten, auf der zentralen Achse 41 geführten und vorzugsweise daran gelagerten Achsen 16", 17" ausgebildet.
An jeder dieser beiden Achsen 16", 17" ist je ein weiteres Differentialgetriebe 42, 43 herkömmlicher Bauart angeordnet, jeweils bestehend aus einem zentralen Differentialkäfig 44, welche mit der betreffenden Achse 16", 17" drehfest verbunden ist, sowie zwei in axialer Richtung demgegenüber versetzten Differentialscheiben 45, 46, mit je einer dem mittleren Differentialkäfig 44 zugewandten, umlaufenden Verzahnung, womit verschiedene Differential-Kegelräder kämmen, die in dem Differentialkäfig 44 gelagert sind, um zu der zentralen Achse 41 etwa radiale Achsen drehbar.
Die beiden Differentialscheiben 45, 46 beider Differentialgetriebe 42, 43 sind an ihrem Außenumfang mit je einer Verzahnung 47 versehen. Auf diese Weise erhält man demnach bereits vier äußere Drehanschlüsse 47, zusätzlich zu dem inneren Drehanschluss 41 .
Außerdem können auch die Sonnenräder 18", 19" noch mit von allen Drehanschlüssen 41 , 47 abweichenden Drehzahlen rotieren. Es macht daher Sinn, diese Sonnenräder 18", 19" seitlich des erfindungsgemäßen Planetenradträgers 29" in Form von Scheiben 48 nach außen zu vergrößeren und an ihrer Peripherie ebenfalls mit einer rundum laufenden Verzahnung 49 zu versehen. Damit ist es schließlich möglich, insgesamt sechs unterschiedliche Drehbewegungen über die Drehanschlüsse 47, 48 aufzunehmen und zusammenzufassen und an einer Abtriebswelle 41 zur Verfügung zu stellen.
Einen Anwendungsflall für das erweiterte Getriebe 40 aus Fig. 3 bildet das stufenlose Getriebe 50 nach den Fig. 4 und 5. Hier erkennt man insbesondere in Fig. 5 das erweiterte Getriebe 40 aus Fig. 3 wieder. Die zentrale Achse 41 , welche mit dem mittleren Sonnenrad 27" des Getriebes 40 aus Fig. 3 verbunden ist, befindet sich gemäß Fig. 4 im Zentrum eines beispielsweise sechsarmigen Sterns 51 , dessen Arme 52 jeweils zwei Paare von exzentrischen Zahnrädern 53, 54, 55, 56 aufweisen.
Von diesen befindet sich jeweils ein radial weiter innen liegendes Zahnrad 53 noch innerhalb eines das erweiterte Getriebe 40 umschließenden Gehäuses 57, welches beispielsweise die Gestalt einer zylinderförmigen Dose aufweisen kann, mit einer Mantelfläche 58 und zwei diese abschließenden Stirnflächen 59, 60.
Das Gehäuse 57 kann seinerseits derart drehbar gelagert sein, dass es um die zentrale Achse 41 rotierbar ist, und kann beispielsweise eine rundum laufende Verzahnung aufweisen, worüber es seinen Drehantrieb erhält. Von den sechs innerhalb des Gehäuses 57 liegenden Zahnrädern 53 ist jedes mit je einer der sechs Verzahnungen 47, 49 an den verschiedenen Drehanschlüssen des erweiterten Getriebes 40 über je eine endlose Kette 61 gekoppelt. Diese Zahnräder 53 sind mit je einer von sechs, zu der zentralen Achse 41 parallelen, exzentrisch innerhalb des Gehäuses 57 gelagerten Drehwellen 62 drehfest verbunden. Diese Drehwellen 62 durchsetzen eine Stirnseite 60 des Gehäuses 57. Auf ihren nach außen ragenden Enden tragen sie je ein weiteres Zahnrad 54, sowie je einen um die betreffende Drehwelle 62 verschwenkbaren Hebel 63. Im Bereich des äußeren Endes jedes Hebels 63 ist je ein weiteres Paar von Zahnrädern 55, 56 gelagert, welche durch eine Drehwelle 64 drehfest miteinander verbunden sind. Je ein Zahnrad 55 liegt in einer gemeinsamen Ebene mit dem betreffenden, weiter innen liegenden Zahnrad 54, und ist über eine endlose Kette 65 drehfest mit diesem Zahnrad 54 gekoppelt. Wenn also das axial demgegenüber versetzte, weitere Zahnrad 56 eine Drehbewegung erfährt, so teilt es diese über die Kette 65, das weitere innen liegende Zahnrad 54 und die Drehwelle 62 dem innerhalb des Gehäuses liegenden Zahnrad 53 mit, und die Drehbewegung pflanzt sich von dort über die betreffende Kette 61 fort bis zu einem Drehanschluss 47, 49 des erweiterten Getriebes 40.
Die freien Zahnräder 56 sind größtenteils von einer weiteren Kette 66 außen umschlungen. Diese, im Folgenden als Hauptkette bezeichnete Kette 66 ist nicht endlos, sondern verfügt über zwei Enden. Von diesen ist eines an dem Chassis 67 des stufenlosen Getriebes 50 verankert, beispielsweise an einem Fortsatz 68 dieses Chassis 67, während das andere Ende über ein in Fig. 4 verkürzt wiedergegebenes Federelement 69 mit dem Chassis 67 gekoppelt ist.
Das Federelement 69 erlaubt es der Hauptkette 66, sich an unterschiedliche Schwenkstellungen der Hebel 63 anzupassen. Insbesondere ist in Fig. 4 eine erste Schwenkstellung der Hebel 63 mit ausgezogenen Linien dargestellt, wobei sich die äußeren Drehwellen 64 relativ weit außen befinden - die Arme 52 sind nahezu gestreckt - und mit gestrichelten Linien ist eine zweite Schwenkstellung der Hebel 63 angedeutet, wobei sich die äußeren Drehwellen 64 weiter innen befinden, da die Arme 52 stärker abgewinkelt sind. Natürlich hat im ersteren Falle ein dem Stern 51 umbeschriebenes Sechseck einen größeren Umfang als in dem zweiten Fall, und eben dieser Tatsache trägt die durch das Feder-Spannelement 69 geschaffene Verstellmöglichkeit Rechnung.
Wenn alle Schwenkhebel 63 auf einander entsprechende Schwenkstellungen eingestellt sind, liegen für das stufenlose Getriebe 50 quasi-statische Zustände vor, d.h. , bei einer von außen angeregten bzw. angetriebenen Drehung des Gehäuses 57 laufen alle Zahnräder 56 mit gleichmäßiger Geschwindigkeit an der Hauptkette 66 entlang und erfahren dabei gleiche Drehzahlen, welche über die Kettentrume 61 , 65 nach innen transformiert werden zu den verschiedenen Drehanschlüssen 47, 49 des erweiterten Getriebes 50.
Diese Drehanschlüsse 47, 49 drehen sich demnach allesamt mit der selben Geschwindigkeit, und alle Teile des erweiterten Getriebes 40 rotieren daher mit einer einheitlichen Drehzahl. Die Drehmomente addieren sich dabei an der zentralen Welle 41 und können an dieser über einen nach außen ragenden Wellenfortsatz 70 abgegriffen werden.
Je nach der Schwenkstellung der Hebel 63 drehen sich die Zahnräder 56 bei gleicher Umdrehungsgeschwindigkeit des Gehäuses 57 schneller oder langsamer und teilen diese größere oder kleinere Drehzahl der Abtriebswelle 70 mit.
Für diesen quasi-statischen Betrieb wäre demnach kein Differential bzw. erweitertes Getriebe 40 erforderlich, wohl aber für die Phasen der Schwenkverstellung der Hebel 63. Denn dabei bewegt sich die Hauptkette 66 in ihrer Längsrichtung, von dem Spannmittel 69 veranlasst. In dieser Phase treten im Allgemeinen unterschiedliche Drehzahlen an den verschiedenen Zahnrädern 56 auf, und müssen durch das erweiterte Getriebe 40 flexibel an die zentrale Welle 41 weitergegeben werden.
Man könnte daran denken, für diesen Zweck nur Differentiale herkömmlicher Bauart miteinander zu koppeln. Dies birgt jedoch einen gravierenden Nachteil:
Wie man der Fig. 4 entnehmen kann, gibt es zwischen den beiden Enden der Hauptkette 66 einen gewissen Spalt, und bei einer Rotation des Gehäuses 57 muss also in regelmäßigen Zeitabständen jeweils ein Zahnrad 56 von dem rückwärtigen, gespannten Ende der Hauptkette 66 zu deren vorderem, fest fixierten Ende hin umgesetzt werden. Dabei verliert dieses Zahnrad 56 vorüberehend den Verzahnungseingriff mit der Kette 66 gänzlich, d.h., bei einem Ausgleichsgetriebe herkömmlicher Bauart könnte dieses Zahnrad 56 durchdrehen und dabei jede beliebige Drehzahl annehmen. Daher wäre beispielsweise nicht gewährleistet, dass dieses Zahnrad 56 nach Überquerung des Spaltes in der Hauptkette 66 gerade wieder in ein Kettenglied passend einrastet.
Dank der vorliegenden Erfindung ist es jedoch möglich, alle Zahnräder 56 über das erweiterte Getriebe 40 derart miteinander zu koppeln, dass kein Zahnrad 56 einen Undefinierten Drehzustand einnehmen kann.
Sobald ein Zahnrad 56 den Spalt in der Hauptkette 66 überquert, sind jedoch alle anderen Zahnräder 56 mit der Hauptkette 66 in kämmendem Eingriff, haben also definierte Drehzahlen. Diese werden über das erweiterte Getriebe 40 schlupffrei auf das kurzzeitig freie Zahnrad 56 übertragen und sorgen auch dort für eine definierte Drehzahl, auch ohne Verzahnungseingriff, und führen damit dieses Zahnrad 56 automatisch wieder in den Verzahnungseingriff mit dem vorderen Kettenende. Wie weiter oben bereits angedeutet, kann der Wellenfortsatz 70 als Abtriebswelle des stufenlosen Getriebes 50 verwendet werden. Je nach dem, wie das Radialverstellverhältnis der exzentrisch verstellbaren Zahnräder 56 zu den Radien der Verzahnungen 47 gewählt wird, ist am Ausgang nur eine Drehzahl in einer Richtung, ggf. bis zum Stillstand, oder in beiden Richtungen konstruierbar. Falls die Drehzahl an der Welle 41 , 70 niemals Null wird, kann an dem stufenlosen Getriebe 50 ein weiteres Planetengetriebe 71 vorgesehen sein. Dieses kann an der der Hauptkette 66 abgewandten Stirnseite 59 des Gehäuses 57 angeordnet sein.
Auch an dieser Stirnseite 59 tritt die zentrale Achse 41 in Form eines weiteren Wellenstummels 72 nach außen und trägt dort ein Sonnenrad 73 des Planetengetriebes 71 , mit welchem sie drehfest verbunden ist. Dessen Hohlrad 74 ist als muldenförmige, kreisrunde Vertiefung 75 mit einer Verzahnung in ihrem umlaufenden Rand unmittelbar in die Außenseite 76 der Gehäusestirnseite 59 eingearbeitet.
Zwischen dem Sonnenrad 73 und dem Hohlrad 74 laufen mehrere verzahnte Planetenräder 77 um, welche sich in ständigem Verzahnungseingriff mit dem Sonnenrad 73 und dem Hohlrad 74 befinden. An ihren der Gehäusestirnseite 59 abgewanten Flachseiten sind die Planetenräder 77 mit je einer Lagerachse 78 versehen. Alle Planetenrad-Lagerachsen 78 sind in einem gemeinsamen Planetenradträger 79 gelagert, vorzugsweise mittels Wälzlagern 80. Der Planetenradträger 79 seinerseits verfügt in seinem Zentrum über eine Welle 81 . Dort kann die Drehbewegung des Planetenradträgers 79 abgegriffen werden. Es handelt sich hierbei um eine Differenzdrehzahl zwischen der Drehzahl der zentralen Welle 41 , 70 des stufenlosen Getriebes 50, also dessen primärer Ausgangsdrehzahl, und der Drehzahl seines Gehäuses 57, welches der Antriebsoder Eingangsdrehzahl entspricht.
Dadurch wird in einem annähernd synchronen Betriebszustand, wo also Eingangsund primäre Ausgangsdrehzahl gleich groß sind, aufgrund der Differenzbildung in dem Planetengetriebe 71 die sekundäre Ausgangsdrehzahl an der Welle 81 zu Null. Damit sind für die Gesamtanordnung vielfältige Stellmöglichkeiten eröffnet. Bei einer geeigneten Auslegung des stufenlosen Getriebes 50 kann an der sekundären Ausgangs- oder Abtriebswelle 81 ggf. sogar eine gegenläufige Drehrichtung erzeugt werden im Verhältnis zur Eingangs-Drehrichtung am Gehäuse 57.
Bezugszeichenliste
Ausgleichsgetriebe 26 Verzahnung
Gehäuse 27 Hohlrad
Hohlraum 28 Planetenrad
Durchtrittsstelle 29 Planetenradträger
Durchtrittsstelle 30 Hülsenabschnitt
Durchtrittsstelle 31 Kreisringscheibe
Drehanschluss 32 Kreisringscheibe
Drehanschluss 33 Verzahnungsabschnitt
Drehanschluss 34 Verzahnungsabschnitt
Zylindermantel 35 Verzahnungsabschnitt
Stirnplatte 36 Kreisringscheibe
Stirnplatte 37 Kreisringscheibe
Hülsenansatz 38 Mittelteil
Wälzlager 40 erweitertes Getriebe
Drehachse 41 zentrale Achse
Drehachse 42 Differentialgetriebe
Drehachse 43 Differentialgetriebe
Sonnenrad 44 Differentialkäfig
Sonnenrad 45 Differentialscheibe
Kegelrad 46 Differentialscheibe
Drehteil 47 Verzahnung
Hülsenabschnitt/Sonnenrad 48 Scheibe
Wälzlager 49 Verzahnung
Kreisringscheibe 50 Stufenloses Getriebe
Hülsenabschnitt 51 Stern Arm 77 Planetenrad Zahnrad 78 Lagerachse Zahnrad 79 Planetenradträger Zahnrad 80 Wälzlager Zahnrad 81 Welle
Gehäuse
Mantelfläche
Stirnfläche
Stirnfläche
Kette
Drehwelle
Hebel
Drehwelle
Kette
Hauptkette
Chassis
Fortsatz
Federelement
Wellenfortsatz
Planetengetriebe
Wellenstummel
Sonnenrad
Hohlrad
Vertiefung
Außenseite

Claims

Patentansprüche
1 . Ausgleichsgetriebe ( 1 ; 1 ' ) ähnlich der Bauart eines Umlaufgetriebes zum Austausch von Rotationsenergie zwischen wenigstens drei Drehanschlüssen (7,8 ,9), mit wenigstens einem Planetenrad (28) und wenigstens einem damit kämmenden Sonnen- oder Hohlrad ( 18 , 1 9, 27), wobei wenigstens ein Planetenrad (28) in seiner axialen Richtung versetzt drei mit je einer rundum laufenden Verzahnung versehene Umfangsbereiche mit jeweils unterschiedlichem Radius n, r2, r3 aufweist: n Φ r2, η Φ r3, r2 r3, und wobei mit jedem verzahnten Umfangsbereich des/der Planetenräder (28 ) je ein Sonnen- oder Hohlrad ( 1 8, 1 9,27) kämmt, das mit je einem Drehanschluss (7,8,9) des Ausgleichsgetriebes ( 1 ; 1 ') drehfest gekoppelt oder verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, dass
a) in dem Zustand „Ausgleichsbewegung" das wenigstens eine Planetenrad (28) sich in der einen oder anderen Richtung abwälzt, d.h., andere Zähne des Planetenrades (28) gelangen in Verzahnungseingriff,
b) während in dem Zustand „Sperrung" dagegen keine Abwälzung des wenigstens einen Planetenrades (28) stattfindet, d.h., die selben Zähne des Planetenrades (28) bleiben in Verzahnungseingriff;
c) wobei die Abwälzbewegung des wenigstens einen Planetenrades (28) keine Selbsthemmung aufweist gegenüber einem Relativ-Drehmoment (DR) zwischen denjenigen beiden Sonnen- oder Hohlrädern (1 8 , 1 9 ,27), welche mit den Umfangsbereichen des Planetenrades (28) mit dem größten und dem kleinsten Radius (n, r2, r3) in kämmendem Eingriff stehen, gegenüber allen anderen Relativ-Drehmomenten dagegen schon.
2. Ausgleichsgetriebe ( 1 ; 1 ') nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Radien r-ι , r2, r3 der Planetenräder (28) in Abhängikeit von deren Zahnform derart bemessen sind, dass ein Relativ-Drehmoment zwischen denjenigen beiden Drehanschlüssen (7,8,9), welche über die betreffenden Sonnen- oder Hohlräder (18, 19,27) mit den Umfangsbereichen des wenigstens einen Planetenrades (28) mit dem größten und dem kleinsten Radius (n , Γ2, r3) in kämmendem Eingriff stehen, selbst ohne weitere Eingriffe die Planetenräder (28) zum Abwälzen bewegen und dadurch den Gtriebezustand „Ausgleichsbewegung" auslösen können.
Ausgleichsgetriebe (1 ; 1 ) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass ein Formschluss zwischen nur einem angetriebenen Dehanschluss (7,8,9) und nur einem abgetriebenden Drehanschluss (7,8,9) immer besteht.
Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das wenigstens eine Planetenrad (28) einem selbsthemmenden Moment (DH) unterliegt, welches durch eine Subtraktion von auf diejenigen beiden Drehanschlüsse (7,8,9) einwirkenden, entgegengesetzt gerichteten Drehmomenten (DA > 0 > (-De); DR = DA - (-DB) = DA + DB), welche über das betreffende Sonnen- oder Hohlrad (18, 19,27) mit den Umfangsbereichen des Planetenrades (28) mit dem größten und dem kleinsten Radius (r-ι, r2, r3) in kämmendem Eingriff stehen, überwunden wird, von nur einem einzigen, auf nur eines jener beiden Drehanschlüsse (7,8,9) einwirkende Drehmoment (DA; -DB) dagegen nicht:
|DR| = |DA - (-DB)| > |DH|, während |DH| > |DA| und |DH| > |-DB|.
Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass alle Planetenräder (28) aus einem gekrümmten Grundkörper hergestellt sind, vorzugsweise aus einem konvex oder konkav gekrümmten Grundkörper, insbesodnere aus einem konvex gekrümmten Grundkörper.
6. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein mit einer rundum laufenden Verzahnung versehener Umfangsbereich eines Planetenrades und das damit kämmende Sonnen- oder Hohlrad (18, 19,27) den gleichen Modul m aufweisen, wobei m = p / TT, mit p = Abstand zweier benachbarter Zähne.
7. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass für einen mit einer rundum laufenden Verzahnung versehenen Umfangsbereich eines Planetenrades und das damit kämmende Sonnenrad (18,19,27) das Produkt aus dem betreffenden Modul mi, m2, m3, multipliziert mit der Gesamtzahl der Zähne zp,i, zP,2, zPi3 und zs.i, zs,2. zs,3 jeder Paarung, für zwei oder drei Paarungen aus je einer Plantenrad- Verzahnung und dem betreffenden Sonnenrad identisch ist: mi * (zs.i + zp.i) = m2 * (zs,2 + zP,2) = m3 * (zs,3 + zP,3).
8. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass für einen mit einer rundum laufenden Verzahnung versehenen Umfangsbereich eines Planetenrades und das damit kämmende Hohlrad (18,19,27) das Produkt aus dem betreffenden Modul m-i, m2, m3, multipliziert mit der Differenz der Zähnezahlen zp , zP,2, zPi3 und ZH.-I , ZH,2, ZH,3 jeder Paarung, für zwei oder drei Paarungen aus je einer Plantenrad- Verzahnung und dem betreffenden Hohlrad identisch ist: m, * (zHli - ZP.I ) = m2 * (zH,2 - ZP,2) = m3 * (zH,3 - zPi3).
9. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zwei oder drei mit je einer rundum laufenden Verzahnung versehene Umfangsbereiche eines Planetenrades mit jeweils paarweise unterschiedlichen Radien π Φ r2, r^ r3, r2 t r3 gleiche Module mi, m2, m3 aufweisen: mi = m2, und/oder 1ΤΊ1 = m3, und/oder
m2 = rri3, insbesondere
wobei p = Abstand zweier benachbarter Zähne.
Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach Anspruch 7 in Verbindung mit Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass für einen mit einer rundum laufenden Verzahnung versehenen Umfangsbereich eines Planetenrades und das damit kämmende Sonnenrad ( 18,19,27) die Gesamtzahl der Zähne zp,i, zp,2, zp>3 und zs,i , zs,2. zs,3 jeder Paarung für zwei oder drei Paarungen aus je einer Plantenrad-Verzahnung und dem betreffenden Sonnenrad identisch ist:
Zs,i + Zp,i = Zs,2 + Zp,2 = Zs,3 + Zp,3.
Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach Anspruch 8 in Verbindung mit Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass für einen mit einer rundum laufenden Verzahnung versehenen Umfangsbereich eines Planetenrades und das damit kämmende Hohlrad (18,19,27) die Differenz der Zähnezahlen zP,i, zp,2, zP,3 und ZH,I , ZH,2 , ZH,3 jeder Paarung für zwei oder drei Paarungen identisch ist:
ZH, 1 - Zp,i = ZH,2 " Zp,2 = ZH,3 - Zp,3.
12. Ausgleichsgetriebe ( 1 ; 1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass alle Planetenräder an ihrem Umfang gerade oder schräg verzahnt sind.
13. Ausgleichsgetriebe (1 ; 1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Achsen aller Planetenräder parallel zueinander verlaufen.
14. Ausgleichsgetriebe (1 ; 1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Achsen aller Planetenräder auf der Mantelfläche eines Kreiszylinders vom Radius e liegen, unter einer Exzentrizität e zu dessen zentraler Achse z.
15. Ausgleichsgetriebe (1 ; 1 ) nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass der Betrag der Differenz der Radien n, r2, r3 zweier Umfangsbereiche eines Planetenrades (28) klein gegenüber der Exzentrizität e ist:
| r-i - r2| < e, und/oder |n - r3| < e, und/oder |r2 - r3| < e, beispielsweise kleiner als die halbe Exzentrizität e:
In - r2| < e/2, und/oder |n - r3| < e/2, und/oder |r2 - r3| < e/2, vorzugsweise kleiner als ein Drittel der Exzentrizität e:
|n - r2| < e/3, und/oder |n - r3| < e/3, und/oder |r2 - r3| < e/3, insbesondere kleiner als ein Viertel der Exzentrizität e:
|n - r2| < e/4, und/oder |η - r3| < e/4, und/oder |r2 - r3| < e/4, vorzugsweise sogar kleiner als ein Fünftel der Exzentrizität e:
|n - r2| < e/5, und/oder |n - 1" 3| < e/5, und/oder |r2 - r3| < e/5.
16. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Planetenräder (28) in oder an einem Planetenradträger (29) gelagert sind.
17. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, dass der Planetenradträger (29) um eine zentrale Achse drehbar gelagert ist, insbesondere frei drehbar gelagert ist.
18. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach Anspruch 16 oder 17, dadurch gekennzeichnet, dass der Planetenradträger (29) steuerbar ist, insbesondere um die Drehzahlen der Drehanschlüsse (7,8,9) zu beeinflussen.
19. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach Anspruch 16 oder 17, dadurch gekennzeichnet, dass der Planetenradträger (14) als Abtrieb dient.
20. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die an die Verzahnungsbereiche (33,34,35) mit dem kleinsten Radius n < r2 und mit dem größten Radius r3 > r2 des wenigstens einen Planetenrades (28) gekoppelten Drehanschlüsse (7,8,9) voneinander weg streben, vorzugsweise in etwa entgegengesetzte Richtungen, insbesondere koaxial zu der zentralen Achse z.
21. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Verzahnungsbereich (33,34,35) mit einem mittleren Radius r2, mit n < r2 < r3, an einen Drehanschluss (7,8,9) gekoppelt ist, der radial innerhalb oder radial ausserhalb der beiden anderen Drehanschlüsse (7,8,9) liegt.
22. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Verzahnungsbereich (33,34,35) mit einem mittleren Radius r2, mit η < r2 < r3, an einen Drehanschluss (7,8,9) gekoppelt ist, der mit einem oder beiden anderen Drehanschlüssen (7,8,9) Winkel δ, ε einschließt, mit
0° < δ < 180°, und/oder 0° < ε < 180°, beispielsweise
30° < δ < 150°, und/oder 30° < ε < 150°, vorzugsweise 60° < δ < 120°, und/oder 60° < ε < 120D, insbesondere δ = 90°, und/oder s = 90°.
23. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens ein Verzahnungsbereich (33,34,35), vorzugsweise ein Verzahnungsbereich (33,34,35) mit einem mittleren Radius r2, mit ri < r2 < r3, über ein Umlenkgetriebe an den betreffenden Drehanschluss (7,8,9) gekoppelt ist, vorzugsweise über ein Kegelradgetriebe oder Schneckengetriebe.
24. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehanschlüsse (7,8,9) in einem Gehäuse (2) gelagert sind, vorzugsweise in jeweils wenigstens zwei, voneinander beabstandeten Lagerstellen, insbesondere mittels Wälzlagern.
25. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die an die Verzahnungsbereiche mit dem kleinsten Radius < r2 und mit dem größten Radius r3 > r2 gekoppelten Drehanschlüsse koaxial zu dem an den Verzahnungsbereich von mittlerem Radius r2 gekoppelten Drehanschluss verlaufen, diesen rohrförmig umgebend.
26. Ausgleichsgetriebe (1 ; V) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein oder vorzugsweise beide, an die Verzahnungsbereiche mit dem kleinsten Radius n < r2 und mit dem größten Radius r3 > r2 gekoppelten Drehanschlüsse mit einem Drehanschluss je eines weiteren, vorzugsweise konventionellen Differentialgetriebes/Sumiergetriebe, drehfest gekoppelt oder verbunden sind.
27. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, dass ein besagtes, konventionelles Differentialgetriebe drei gegeneinander verdrehbare Drehanschlüsse aufweist.
28. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach Anspruch 26 oder 27, dadurch gekennzeichnet, dass ein besagtes, konventionelles Differentialgetriebe als axiales Differentialgetriebe ausgebildet ist, dessen Drehanschlüsse über Kegelräder miteinander gekoppelt sind, oder als ebenes Differentialgetriebe nach Art eines Planetengetriebes.
29. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der Ansprüche 26 bis 28, dadurch gekennzeichnet, dass die freien Drehanschlüsse der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe mit je einem Zahnrad drehfest gekoppelt oder verbunden oder integriert sind.
30. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, dass die Zahnräder an den freien Drehanschlüssen der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe parallel zueinander koaxial zu einer gemeinsamen Drehachse angeordnet sind.
31. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der Ansprüche 29 oder 30, dadurch gekennzeichnet, dass die Zahnräder an den freien Drehanschlüssen der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe über je eine oder mehrere Ketten mit einem exzentrisch gelagerten Zahnrad drehfest gekoppelt sind.
32. Ausgleichsgetriebe (1 ;V) nach Anspruch 31 , dadurch gekennzeichnet, dass zwischen den Zahnrädern an den freien Drehanschlüssen der miteinander gekoppelten Ausgleichs- und Differentialgetriebe und den daran über Ketten drehfest gekoppelten, exzentrisch gelagerten Zahnrädern je ein Kniegelenk oder eine sonstige Radialverstellung angeordnet ist, so dass die Exzentrizität e der exzentrisch gelagerten Zahnräder variabel ist.
33. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach Anspruch 32, dadurch gekennzeichnet, dass eine Verstellung der Exzentrizität e der exzentrisch gelagerten Zahnräder über je ein Kniegelenk oder eine sonstige Radialverstellung über eine selbsthemmende Mechanik bewirkt wird, beispielsweise mittels eines weiteren erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes (1 ;1 ').
34. Ausgleichsgetriebe (1 ;T) nach Anspruch 33, dadurch gekennzeichnet, dass von den beiden Abtriebs-Drehanschlüssen des weiteren, als Verteilergetriebe verwendeten Ausgleichsgetriebes (1 ;V) einer an dem Gehäuse des Haupt- Getriebes (1 ;1 ') festgelegt ist, so dass die Drehzahl an dem anderen Abtriebs- Drehanschluss des weiteren Ausgleichsgetriebes (1 ;T) der doppelten Drehzahl des angetriebenen Drehanschlusses des weiteren Ausgleichsgetriebes (1 ;1 ') entspricht.
35. Ausgleichsgetriebe (1 ;1 ') nach einem der Ansprüche 31 bis 34, dadurch gekennzeichnet, dass die exzentrisch gelagerten Zahnräder von einer gemeinsamen Kette außen umschlungen werden.
36. Ausgleichsgetriebe (1 ;1') nach Anspruch 35, dadurch gekennzeichnet, dass die gemeinsame Kette von einer Spannvorrichtung unter Zugspannung gehalten wird.
37. Verfahren zum Betrieb eines Ausgleichsgetriebes (1 ;1 ') zum Austausch von Rotationsenergie zwischen wenigstens drei Drehanschlüssen (7,8,9) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, mit wenigstens einem Planetenrad (28) und wenigstens einem damit kämmenden Sonnen- oder Hohlrad (18,19,27), wobei wenigstens ein Planetenrad (28) in seiner axialen Richtung versetzt drei mit je einer rundum laufenden Verzahnung versehene Umfangsbereiche mit jeweils unterschiedlichem Radius r-ι, r2, r3 aufweist: wobei mit jedem verzahnten Umfangsbereich des/der Planetenräder (28) je ein Sonnen- oder Hohlrad (18,19,27) kämmt, das mit je einem Drehanschluss (7,8,9) des Ausgleichsgetriebes (1 ;1 ') drehfest gekoppelt oder verbunden ist, gekennzeichnet durch die folgenden Zustände: a) einen Zustand„Ausgleichsbewegung", wobei sich das Planetenrad (28) in der einen oder anderen Richtung abwälzt, d.h., andere Zähne des Planetenrades (28) gelangen in Verzahnungseingriff, b) einen Zustand„Sperrung", wobei keine Abwälzung stattfindet, d.h., die selben Zähne des Planetenrades (28) bleiben in Verzahnungseingriff; c) wobei eine Umsteuerung von dem Zustand„Ausgleichsbewegung" in Richtung zu dem Zustand„Sperrung" nicht in Abhängigkeit von einer Schlupfdrehzahl zwischen zwei Drehanschlüssen (7,8,9) erfolgt, also nicht drehzahlgesteuert, sondern in Abhängigkeit vom Vorliegen oder Nicht-Vorliegen von zwei in umgekehrten Drehrichtungen auf diejenigen beiden Drehanschlüsse (7,8,9) einwirkenden Drehmomenten, welche über das betreffende Sonnen- oder Hohlrad (18,19,27) mit den Umfangsbereichen des Planetenrades (28) mit dem größten und dem kleinsten Radius (o , Γ2, r3) in kämmendem Eingriff stehen, also drehmomentgesteuert.
38. Verfahren nach Anspruch 37, dadurch gekennzeichnet, dass zwei zwischen denjenigen beiden Drehanschlüssen (7,8,9), welche über die betreffenden Sonnen- oder Hohlräder (18,19,27) mit den Umfangsbereichen des wenigstens einen Planetenrades (28) mit dem größten und dem kleinsten Radius (n, r2, r3) in kämmendem Eingriff stehen, anliegende, entgegengesetzt gerichtete Drehmomente selbst ohne weitere Eingriffe die Planetenräder (28) zum Abwälzen bewegen können und dadurch den Getriebezustand „Ausgleichsbewegung" auslösen können.
39. Verfahren nach Anspruch 37 oder 38, dadurch gekennzeichnet, dass zwei zwischen zwei Drehanschlüssen (7,8,9) anliegende Drehmomente, von denen ein Drehanschluss (7,8,9) über das betreffende Sonnen- oder Hohlrad (18,19,27) mit dem Umfangsbereich des wenigstens einen Planetenrades (28) mit dem mittleren Radius (r1 f r2, r3) in kämmendem Eingriff steht, die Planetenräder (28) selbsttätig nicht zum Abwälzen bewegen können und daher den Getriebezustand„Ausgleichsbewegung" nicht auslösen können.
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