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Die
Erfindung betrifft ein Getriebe, insbesondere zum Verstellen beweglicher
Teile im Kraftfahrzeug, nach der Gattung des unabhängigen Anspruchs
1.
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Mit
der
EP 0 981 696 B1 ist
ein Exzenterzahnradgetriebe bekannt geworden, bei dem ein als Hohlzahnrad
ausgebildetes Exzenterrad drehbar auf einem Exzenter gelagert ist,
der von einem als Anker ausgebildeten Antriebselement in Rotation
versetzt wird. Innerhalb des Hohlzahnrads ist ein Mitnehmer mit
einer Außenverzahnung
angeordnet, wobei die Außenverzahnung
durch abschnittsweises Ineinandergreifen mit der Innenverzahnung
des Hohlrads zusammenwirkt, so dass am Mitnehmer ein untersetztes
Abtriebsmoment abgegriffen werden kann. Als nachteilig erweist sich
insbesondere bei hohen Übersetzungen
der niedrige Wirkungsgrad einer solchen Getriebebauform, der durch
die Reibung zwischen den Verzahnungen und der Lagerung des Exzenterrads
verursacht wird. Außerdem
sind bei der Fertigung eines solchen Getriebes enge Toleranzen einzuhalten,
da einerseits ein Verklemmen der Verzahnung aufgrund der überbestimmten
Lagerung und andererseits ein zu großes Spiel der Verzahnung vermieden
werden muss.
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Vorteile der
Erfindung
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Das
erfindungsgemäße Getriebe
mit den kennzeichnenden Merkmalen des unabhängigen Anspruchs 1 hat den
Vorteil, dass durch die Führung
der Exzenterbewegung mittels der Zahngeometrie der Innen- und der
Außenverzahnung
auf einen Exzenter verzichtet werden kann, auf dem das Stirnrad
oder das Hohlrad bei herkömmlichen Exzentergetrieben gelagert
ist. Dadurch ist die Lagerung der beiden exzentrisch zueinander
bewegten Zahnräder
nicht mehr überbestimmt,
wodurch die auftretende Reibung der erfindungsgemäßen Lagerung
des Stirnrads oder des Hohlrads deutlich reduziert wird. Dadurch
lässt sich
der Wirkungsgrad eines solchen Getriebes, bei dem die Führung der
Exzenterbewegung beim gegenseitigen Abrollen der beiden Verzahnungen
ausschließlich
durch den gegenseitigen erfindungsgemäßen Zahneingriff erzwungen
wird, deutlich steigern. Bei einer solchen exzenterlosen Ausbildung
des Taumelgetriebes entfällt
die sehr aufwändige
präzise
Fertigung der Exzenterlagerung.
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Durch
die in den Unteransprüchen
aufgeführten
Maßnahmen
ergeben sich vorteilhafte Weiterbildungen und Verbesserungen der
im Anspruch 1 angegebenen Merkmale. Um eine zusätzliche Reibung durch die Lagerung
des Stirnrads zu vermeiden, ist dieses derart radial beweglich mit
dem Antriebs- oder Abtriebselement verbunden, dass das Stirnrad
der durch die Zahngeometrie erzwungenen Exzenterbewegung unter minimalen
Reibungsverlusten folgen kann. Dabei wird das Antriebs- oder Abtriebsmoment
praktisch ungestört
vom Antriebs- bzw. auf das Abtriebselement übertragen.
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Je
nach Ausführung
des Getriebes kann anstelle des Stirnrads auch das Hohlrad angetrieben werden,
wobei dann das untersetzte Abtriebsmoment am Stirnrad abgegriffen
werden kann. Daher kann wahlweise das Stirnrad oder das Hohlrad
radial flexibel an das entsprechende Antriebs- oder Abtriebselement
gekoppelt werden, um den Wirkungsgrad zu steigern.
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Besonders
vorteilhaft erweist sich für
eine solche Kopplung ein elastisches Element, das das Stirn- oder
Hohlrad mit dem Antriebs- bzw. Abtriebselement verbindet. Das elastische
Element kann beispielsweise als Elastomer ausgebildet sein, dessen Form
und dessen Materialeigenschaften eine radiale Auslenkung erlauben,
jedoch gegenüber
einer Torsion relativ starr ausgebildet ist. Eine solche Kopplung weist
keine mechanischen Reibflächen
auf, so dass der Wirkungsgrad und die Lebensdauer recht hoch ist.
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In
einer bevorzugten Ausgestaltung ist das Stirnrad als Exzenterrad
ausgebildet, das durch das Zusammenwirken mit gehäusefesten
Führungselementen
an einer Drehung um die Antriebsachse gehindert wird. Dabei kann
das Abtriebsmoment direkt am drehbaren Hohlrad abgegriffen werden.
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Bei
einer alternativen Ausführung
ist hingegen das Stirnrad frei drehbar innerhalb eines gehäusefesten
Hohlrads angeordnet, wodurch eine kompaktere Bauweise erzielt wird.
Der Abtrieb erfolgt hierbei vorteilhaft über einen Mitnehmer, der in
entsprechende Aufnahmen des Stirnrads greift.
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Ist
das Antriebselement als Ankerwelle eines Elektromotors ausgebildet,
kann das Hohlrad oder das Stirnrad direkt radial freigängig auf
der Motorwelle angeordnet und radial flexibel mit dieser gekoppelt sein.
Dabei kann das Getriebe besonders platzsparend im Motorgehäuse angeordnet
sein.
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In
einer weiteren Ausführung
ist das Stirnrad drehbar auf einem Steg gelagert und innerhalb eines drehfesten
Hohlrads angeordnet. Der Abtrieb erfolgt hierbei über ein
zweites Hohlrad mit unterschiedlicher Zähnezahl, das radial freigängig auf
dem Abtriebselement gelagert ist und eine Exzenterbewegung gegenüber dem
Stirnrad ausführt.
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Um
das Stirnrad auf eine Exzenterbewegung gegenüber dem Hohlrad zu führen und
ein radiales Verschieben der beiden Räder gegeneinander zu verhindern,
ist es von Vorteil, den Außendurchmesser
der Außenverzahnung
des Stirnrads größer auszubilden,
als der Innendurchmesser der Innenverzahnung des Hohlrads.
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Um
die Führung
der Exzenterbewegung ohne einer Lagerung des Hohlrads oder des Stirnrads
auf einem Exzenter zu realisieren, sind die Verzahnungen als Evolventen-
oder Zykloiden-Triebstockverzahnung mit entsprechender erfindungsgemäßer Zahngeometrie
ausgeformt.
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Ist
das Stirnrad oder das Hohlrad radial freigängig auf der Antriebs- oder
Abtriebswelle gelagert, so kann dadurch das Verklemmen der Verzahnung minimiert
werden bzw. die Fertigung der Verzahnung mit breiteren Toleranzen
erfolgen.
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Lässt sich
beim abschnittsweisen Ineinandergreifen der Außenverzahnung in die Innenverzahnung
aufgrund der Zahngeometrie das Stirnrad nicht mehr radial gegen
das Hohlrad verschieben, so werden die beiden Räder durch den Rotationsantrieb
auf einer Exzenterbewegung zueinander geführt, woraus in Abhängigkeit
der Zähnezahldifferenz
eine entsprechende Untersetzung folgt.
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Zeichnungen
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In
den Zeichnungen sind verschiedene Ausführungsbeispiele eines erfindungsgemäßen Getriebes
dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es
zeigen:
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1 eine
schematische Darstellung eines axial freigängig gelagerten Stirnrads,
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2 ein
weiteres Exzentergetriebe mit radialelastischer Kopplung,
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3 ein
weiteres Getriebe mit einem festen und einem drehbaren Hohlrad und
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4 und
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5 die
erfindungsgemäße Ausbildung
der Zahngeometrie einer Evolventen- und einer Zykloiden-Triebstockverzahnung.
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1 zeigt
schematisch ein Untersetzungsgetriebe 10 mit einem Antriebselement 12,
auf dem radial freigängig
ein Stirnrad 14 mit einer Außenverzahnung 16 gelagert
ist. Das Stirnrad 14 ist innerhalb eines Hohlrads 18 mit
einer Innenverzahnung 20 angeordnet und weist Aufnahmen 22 auf,
die mit gehäusefesten
Sperrelementen 24 zusammenwirken, um das Stirnrad 14 an
einer Rotation zu hindern. Das Hohlrad 18 ist mit einem
Abtriebselement 26 verbunden, das frei drehbar gelagert
ist. Wirkt nun ein Antriebsmoment (dargestellt durch Pfeil 13)
auf das Antriebselement 12, wird dieses um eine Achse 28 in Rotation
versetzt. Das Stirnrad 14 ist mittels einer torsionssteifen,
aber radial freigängigen
Kopplung 30 (dargestellt durch Pfeil 30) mit dem
rotierenden Antriebselement 12 verbunden und wird auf Grund
des Zahneingriffs der Außenverzahnung 16 und
der Innenverzahnung 20 mit einer speziellen Zahngeometrie
zu einer Exzenterbewegung gegenüber
dem Hohlrad 18 gezwungen. Da eine Eigenrotation des Stirnrads 14 durch
die am Gehäuse 25 angeordneten Sperrelemente 24 verhindert
wird, wird das auf der Achse 28 gelagerte Hohlrad 18 mit
dem Abtriebselement 26 in Drehung versetzt, wobei das Untersetzungsverhältnis der
Differenz der Zähnezahl
zwischen der Außenverzahnung 16 und
der Innenverzahnung 20 entspricht. Somit steht am Abtriebselement 26,
das durch den Pfeil 27 dargestellte Antriebsmoment 27 zur
Verfügung.
Es ist besonders zu betonen, dass hierbei das Stirnrad 14 nicht
auf einem Exzenter gelagert ist, der das Stirnrad 14 auf
eine Exzenterbahn zwingen würde,
sondern sich die Exzenterbewegung ausschließlich auf Grund der speziellen
Zahngeometrie der Außenverzahnung 14 und der
Innenverzahnung 18, initiiert durch Rotationsmoment 13 ergibt.
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Eine
konkrete Ausführung
einer radial freigängigen
Kopplung 30 ist in einem weiteren Ausführungsbeispiel eines Exzentergetriebes
gemäß 2 gezeigt.
Das Stirnrad 14 ist hierbei mittels eines elastischen Elements 34 mit
einem als Antriebswelle 32 ausgebildeten Antriebselement 12 verbunden.
Das Rotationsmoment 13 wird dabei näherungsweise schlupffrei auf
das Stirnrad 14 übertragen,
bleibt jedoch innerhalb des gehäusefesten
Hohlrads 18 gegenüber
der Antriebswelle 32 radial frei beweglich. Wird das Antriebselement 12 in
Drehung versetzt, führt
das Stirnrad 14 bei dieser Ausführung zusätzlich zu der durch die Zahngeometrie
erzwungene Exzenterbewegung eine Eigenrotation aus, da keine Sperrelemente 24 angeordnet
sind. Hingegen weist das Stirnrad 14 Eingriffelemente 38 auf,
in die entsprechende Gegenelemente 40 eines auf der Achse 28 gelagerten
Mitnehmers 42 greifen. Auf Grund des Spiels zwischen den
Eingriffelelementen 38 und den entsprechenden Gegenelementen 40 führt der
Mitnehmer 42 eine gleichmäßige Rotation um die Achse 28 aus
und stellt am Abtriebselement 26, das beispielsweise als
Abtriebswelle 33 ausgebildet ist, ein Abtriebsmoment 27 zur
Verfügung.
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In
einem weiteren Ausführungsbeispiel
gemäß 3 weist
das Antriebselement 12 einen Steg 44 auf, auf
dem das Stirnrad 14 drehbar gelagert ist. Das Antriebselement 12 ist
hierbei radial fest auf der Getriebeachse 28 gelagert,
so dass beim Einwirken eines Antriebsmoments 13 das Stirnrad 14 gleichmäßig in einem
ersten gehäusefesten
Hohlrad 46 mit einer Innenverzahnung 48 abrollt.
Axial versetzt ist das zweite Hohlrad 18 mit der Innenverzahnung 20 frei drehbar
angeordnet, und über
eine radial elastische Kopplung 30 mit einer auf der Achse 28 gelagerten Abtriebswelle 33 verbunden.
Auf Grund der Zahngeometrie der ineinandergreifenden Außenverzahnung 16 und
Innenverzahnung 20 führt
das Hohlrad 18 eine Exzenterbewegung aus, die über die
radial flexible Kopplung 30 in eine gleichmäßige Rotation
der Abtriebswelle 33 umgesetzt wird. Im Gegensatz zum Ausführungsbeispiel
gemäß 2 erfolgt
hier der Antrieb des Stirnrads 14 über eine radial starre Lagerung
und der Abtrieb über
das radial elastisch gelagerte Hohlrad 18, das eine zur
Rotation überlagerte Exzenterbewegung
ausführt.
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In 4 ist
eine vergrößerte Darstellung
der Außenverzahnung 16 des
Stirnrads 14 und der Innenverzahnung 20 des Hohlrads 18 am
Beispiel einer Evolventenverzahnung 49 dargestellt. Ist
beispielsweise das Hohlrad 18 radial starr gelagert und das
in Rotation versetzte Stirnrad 14 mittels einer elastischen
Kopplung 30 radial freigängig gelagert, so führt das
Stirnrad 14 allein auf Grund der Zahngeometrie der Außenverzahnung 16 und
der Innenverzahnung 20 eine Exzenterbewegung aus. Die Momentaufnahme
zeigt den maximalen Zahneingriff mit der maximalen Kraftübertragung
an der 3-Uhr-Stellung 50. Wird das Stirnrad 14 durch
das Antriebsmoment 13 im Uhrzeigersinn gedreht, werden
die Zähne 52 der
Außenverzahnung 16 in
die Lücken 54 der
Innenverzahnung 20 gepresst, wie dies durch die Pfeile 56 in
der 6-Uhr-Position 58 dargestellt ist. Dabei gleiten die
Zahnspitzen 60 radial entlang den Zahnflanken 62,
so dass das Stirnrad 14 zusätzlich zur Rotation auf eine
Exzenterbahn gezwungen wird. In 4 weist
die Außenverzahnung 16 einen
größeren äußeren Durchmesser 64 auf,
als der Innendurchmesser 66 der Innenverzahnung 20.
Die Zahngeometrie der Außenverzahnung 16 und
der Innenverzahnung 20 sind dabei so ausgeformt, dass das
Stirnrad 14 gegenüber
dem Hohlrad 18 radial nicht verschiebbar ist, sondern eine
radiale Bewegung nur in Zusammenhang mit einer Rotation des Stirnrads 14 erfolgen kann.
Eine solche Exzenterführung
ersetzt die drehbare Lagerung des Stirnrads 14 auf einem
drehfest auf der Antriebswelle 32 angeordneten Exzenter. Durch
die radial freigängige
Lagerung des Stirnrads 14 auf der Antriebswelle 32 ist
die Lagerung des Getriebes 10 nicht mehr überbestimmt,
so dass die Lagerreibung und eine Verklemmung auf Grund des Exzenters
vermieden wird. Dabei wird gezielt das Ineinandertauchen der Zähne 52 von
Hohlrad 18 und Stirnrad 14 genutzt, um die Reaktionskräfte aufzunehmen
und die Bahn des Stirnrads 14 festzulegen. Außerdem wirken
die von der Verzahnung 16, 20 aufgebrachten Führungskräfte für die Exzenterbewegung
zwischen Stirn- und Hohlrad 14, 18 auf gleichem
Durchmesser, so dass die resultierenden Reibkräfte wesentlich geringer sind,
als bei einem Exzenterlager. Dagegen wird die Reibung bei der erfindungsgemäßen Führung der
Exzenterbewegung mittels der Zahngeometrie im Wesentlichen durch
den Kompromiss zwischen der Vermeidung eines Verklemmens und der
Minimierung des Spiels zwischen den beiden Verzahnungen 16, 20 bestimmt.
Je geringer die Differenz der Zähnezahl
zwischen dem Stirnrad 14 und dem Hohlrad 18 ist,
desto einfacher lässt sich
eine entsprechend funktionierende Zahngeometrie für die Führung der
Exzenterbewegung aufbauen.
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Als
Beispiel für
eine erfindungsgemäße Zahngeometrie
für eine
Evolventenverzahnung weist das Stirnrad 14 eine Zähnezahl
von 30, ein Normalmodul von 2 mm, einen Eingriffswinkel
von 30°,
einen Kopfkreis von 62,859 mm, einen Fußkreis von 55,13 mm, einen
Profilverschiebungsfaktor von 0,0825 und einen Achsabstand (Exzentrizität) von –2 mm auf. Das
Hohlrad 18 hat eine Zähnezahl
von –32,
ein Normalmodul von 2 mm, einen Eingriffswinkel von 30°, einen Kopfkreis
von –60,83
mm, einen Fußkreis
von –68,559
mm, einen Profilverschiebungsfaktor von 0,0825 und einen Achsabstand
(Exzentrizität)
von –2 mm.
Da die beiden Verzahnungen 16, 20 nicht radial gegeneinander
verschiebbar sind, können
die beiden Zahnräder
nur axial ineinander geschoben werden, um einen Zahneingriff herzustellen.
Bei solch einer Anordnung findet die Führung der Exzenterbewegung
ausschließlich
mittels der Zahngeometrie statt. Die Zahnflanken 62 der
einen Verzahnung 20 zwingen die Zahnspitzen 60 der
anderen Verzahnung 16 in die entsprechende Zahnlücke 54.
Daher ist das Getriebe 10 exzenterlos ausgebildet. Dabei
wird weder das Stirnrad 14 noch das Hohlrad 18 mittels
eines Exzenters geführt,
sondern lediglich radial frei beweglich auf der An- oder Abtriebswelle 32, 33 angeordnet.
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5 zeigt
eine weitere erfindungsgemäße Ausführung der
Verzahnung 16, 20 als Zykloiden-Triebstock-Verzahnung 68,
wobei das Hohlrad 18 als Innenverzahnung 20 zylinderförmige Walzen 70 aufweist,
die entweder als frei drehbare Hülsen 72 oder
hohlradfeste Ausformungen 74 ausgebildet sind. Das Stirnrad 14 weist
mehrere kreisförmige Aussparungen 76 auf,
die beispielsweise mit gehäusefesten
Sperrelementen 24 oder mit Gegenelementen 40 eines
Mitnehmers 42 zusammenwirken. Wie bei der Evolventenverzahnung 49 in 4 wird
das in Rotation versetzte Stirnrad 14 auf Grund der Zahngeometrie
auf eine Exzenterbahn gezwungen. Die maximale Momentübertragung
findet hierbei in der 12-Uhr-Positon 53 statt. Die exzenterlose
Zwangsführung
der Zahnspitzen 60 entlang der kreissegmentförmigen Zahnflanken 62 ist
wiederum durch die Pfeile 56 dargestellt.
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Es
sei angemerkt, dass hinsichtlich der in allen Figuren und der Beschreibung
dargestellten Ausführungsbeispiele
vielfältige
Kombinationsmöglichkeiten
der einzelnen Merkmale untereinander möglich sind. Insbesondere können die
konkrete Getriebebauform (Exzenter-, Planetengetriebe), die Ausformung
der Verzahnung, die Ausgestaltung des Antriebs- und Abtriebselements 12, 26 beliebig
variiert werden. Wesentlich ist dabei lediglich, dass die Exzenterbewegung
des Stirnrads 14 gegenüber
des Hohlrads 18 durch die Zahngeometrie der Außen- und
Innenverzahnung 16, 20 geführt wird, so dass das Stirnrad 14 oder
das Hohlrad 18 radial freigängig gegenüber der Getriebeachse 28 angeordnet
werden. Dabei kann die radial flexible Kopplung 30 beliebig
ausgeführt
werden. Das Untersetzungsgetriebe 10 findet vorzugsweise
Anwendung für
die Verstellung von Sitzteilen oder für einen Scheibenwischerantrieb
in Kombination mit einem Elektromotor, kann jedoch auch für beliebige
andere Antriebe eingesetzt werden.