DE1775564A1

DE1775564A1 - Schaltgetriebe mit einer Evolventenverzahnung

Info

Publication number: DE1775564A1
Application number: DE19681775564
Authority: DE
Inventors: Muneharu Morozumi
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1967-08-30
Filing date: 1968-08-28
Publication date: 1972-02-24
Also published as: US3546972A; GB1198737A; FR1604606A

Description

DipUng. H«inz Lesser Pofntonwolt I//30DH

8 MOndMR bi, Cotimwtrofc· 81 ■ T.Ufofi: (0611) 483820 · T.l«, 05-24351

Muneharu Morozumi 27.8. 1968

No. 293-1, Aza Kitanaka, Oaza Kurita, L 8416

Nagano-ehi, Nagano-ken/Japan

Schaltgetriebe mit einer Evolventenverzahnung

Die Erfindung bezieht sich auf ein Schaltgetriebe mit einer Evolventenverzahnung zwischen einem einen inneren Zahnkranz aufweisenden Außenrad und einem einen äußeren Zahnkranz aufweisenden Inneurad (Ritzel^.

Derartige "Innengetriebe" finden häufig Verwendung als Planetengetriebe und bringen deshalb die Vorteile einer kompakten Bauweise, einea großen Berührungsverh'iltnisees, eines geringfügigen spezifischen rileitens, einer geringfügigen Materialinansprurhnahme bei Berührung und einer guten Haftfähigkeit für Schmieröl neben weiteren Vorteilen, weil die Zahnkränze in einem Radialabstand miteinander kiinniftti, welrher kleiner ist ale bei "Außengetrieben" kleiner Croile, Solche "Iiinengetriebe" bringen daher insbesondere Vorteile in ihrer Verwendung al« Unter »etiungegetriebe.

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Für die Verwendung solcher Getriebe als Untersetzungsgetriebe ist es erwünscht, die Differenz in der Zähnezahl zwischen dem Innenzahnkranz und dem Außenzahnkranz mit 1 oder 2 zu wählen, um dadurch in nur einem Schritt ein beträchtlich großes Untersetzungsverhältnis zu schaffen.

^ Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe mit dieser

Differenz in der Zähnezahl zu schaffen, was deshalb bislang nicht möglich erschien, weil bei solchen Innengetrieben die gegenseitige Beeinflussung der Zähne (interference^, nachfolgend mit "Interferenz" bezeichnet, zu beachten ist.

Um das hier angeschnittene Problem zu beherrschen, wurde bereits von Mraren (Bundesrepublik Deutschland) ein sog. Cyclo-Untersetzungegetriehe in Vorschlag gebracht, welches in Kombination zykloide und trochoide Zähne verwendet, so daß bei solchen Innengetrieben bereite eine Differenz in der Zähnezahl in der Größenordnung von 1 oder 2 vorhanden ist. Diese Getriebe werden von der Firma Cyclo GmbH, Deutschland und von der Firma Sumitomo Machinery Induatry Co. , Ltd., Japan hergestellt.

Die im vorstehenden Absatz benannten vorbekannten Cycto-UntersetzungB· getriebe -«eisen den Nachteil auf, dafl wegen der speziellen Ausführung

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der Zähne eine äußerst genaue Präzisionsfertigung und Präzisionsmessung erforderlich ist und daß die für den Radialabstand einzuhaltenden Toleranzen für die Zeit des Ineingriffstehene der Zähne äußerst eng sind.

Demgegenüber schafft die Erfindung ein weit einfachere Lösung der oben erwähnten Aufgabe, also der Aufgabe der Schaffung eines Innengetriebes mit einer Differenz in der Zähnezahl in der Größenordnung von 1 oder 2 bei einem Berührungsverhältnis von mindestens 1, 0, jedoch vorzugsweise von mehr als 1. Die Lösung dieser Aufgabe erschien bislang für Getriebe mit einer Evolventenverzahnung nicht möglich, sie ist aber nunmehr möglich, wenn man erfindungsgemäß zwischen dem Änderungskoeffizienten κ der Kopfhöhe des Innenzahnkranzes und dem Änderungskoeffizienten χ der Kopfhöhe des Außenzahnkranzes eine Beziehung herstellt, welche folgende Gleichung erfüllt:

(0.0002O<² - 0,025c* +l,52lh__ + 0, ftc, £ x, '= Kh„ + x, c c K IZKl

wobei Q^ der Pressungswinkel des Schneiders und h der Koeffizient c K

der Kopfhöhe ist, K wird 1 , wenn die Differenz in der Zähnezahl 1 ist, dieser Faktor ist dagegen eine Funktion von °* , wenn diese Differenz in der Zähnezahl 2 ist.

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Die Erfindung und die ihr zugrunde liegenden Überlegungen einschließlich der mit der Erfindung erzielbaren Vorteile werden nachfolgend an Hand der Zeichnung näher beschrieben.

Es zeigt:

Fig. Ϊ bis 9 Kombinierte Interferenz .-Liniendiagramme, Fig. 10 und 11 Diagramme zur Veranschaulichung der Be

ziehung zwischen den Änderungskoeffizienten

ψ der Kopfhöhen eines Innengetriebe β mit

Evolventenverzahnung, Fig. 12 Fotografien zur Veranschaulichung der

Zahnprofile, die für ein erfindungsgemäßes Getriebe mit einer Evolventenverzahnung Verwendung finden und bei welchen das Berührungsverhältnis mehr als 1 ist,

Fig. 13 die Darstel lung einer erfindungsgemäßen

^ Evolventenver zahnung mit einem Be runnings -

verhältnis von mehr als 2, und

Fig. 14 bis 17 eine Ausführungsform eines erfindungsgemäßen

Getriebes mit einer Evolventenverzahnung, die Fig. 14 und 16 sind darin Axialschnitte und die Fig. 1 5 und 17 sind Vorderansichten.

Es kann die Erkenntnis als bekannt vorausgesetzt werden, daß bei der Verzahnung von Zahnrädern insbesondere dann mit einem

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plötzlichen Vibrations- und Geräuschabfall zu rechnen ist, wenn das Berührungsverhältnis 2, 0 oder größer als 2, 0 besteht, es ist daher zum Zwecke einer verbesserten Verzahnung von Zahnrädern am meisten erwünscht, dieses Berührungsverhältnis in der Größenordnung von 2, 0 und mehr als 2, 0 zu wählen. Dies ist erfindungsgemäß in äußerst einfacher Art und Weise bei Erfüllung der oben genannten Gleichung möglich, die verwirklicht wird an einem Getriebe mit

Evolventenverzahnung, was herstellungstechnisch keine Probleme ™

schafft, jedem Fachmann ist bekannt, daß Evolventenzähne äußerst präzise gefertigt und gemessen werden können. Da die Toleranzen des Radialabstandes ( center distance ) im Zeitpunkt der Verzahnung selbst theoretisch keinen Einfluß haben für den Eingriff zwischen dem Innenzahnkranz des Außenrades und dem Außenzahnkranz des Tnnenrades (Ritzel) eignen sich solche Evolventenverzahnungen insbesondere für die Verwendung des Cetriebes als Untersetzungsgetriebe, darüber hinaus ist die Evolventenverzahnung des erfindungsgemäßen I

Innengetriebes überall dort mit Erfolg einsetzbar, wo bislang übliche Evolventenverzahnungen verwendet wurden.

Es kann auch die Erkenntnis als bekannt vorausgesetzt werden, daß Innengetriebe eine größere Anzahl von Grenzen aufweisen, die bei Außtengetrieben nicht gegeben sind, dies trifft inabesondere dann EU, wenn die Differenz in der Zähnezahl zwischen dem Innenzahnkranz und dem Außenzahnkranz beachtet wird, diese Grenzen sind dann be-

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sonders schwerwiegender Natur. Werden diese Grenzen in ihrer Gesamtheit eingehalten, dann ist eine äußerst ruhige, geräuscharme Verzahnung sichergestellt. Die Erfindung löst auch diese Problematik, es wir d in diesem Zusammenhang auf die nachfdgenden Ausführungen verwiesen.

In den folgenden Gleichungen sind folgende Bezeichnungen gewählt: m : Modul

C\ : Pressungswinkel des Schneiders

Z ,Z : Zähnezahl des Ritzels bzw. des Innenzahnkranzes i : Zähne verhältnis ( = Z /Z )

χ , χ : Änderungskoeffizient der Kopfhöhe des Ritzel-Zahnkranzes

bzw. des Innenzahnkranzes des Außenrades, h : Kopfhöhenkoeffizient (für volle Zahntiefe: Il = 1;

für einen stumpfen Zahn: h,<l 1; für einen Zahn, größerer Tiefe: h > 1),

^k
r , r · Radius des Kopfkreises des Ritzels bzw. des Innenzahnkranzes des Außenrades,

CX,. .^_? '■ Kopfhöhen-Pressungswinkel von Ritzel bzw. Innenzahnkranz °* 1 : Eingriffewinkel

a : Radialabstand

f : Berührungsverhältnis (Profilüberdeckung).

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(1) Der Kopfkreis des Innenzahnkranzes muß größer sein als der Grundkreis:

^Z2 ⁼	ι	2	1 - cos	^:2>	C
oder
Cx K2
	0

(2) Der Kopf bzw. die Zahnspitze des Innenzahnkranzes darf nicht \

kantig auegeführt sein:

·£ - 2x tan« i-Z_(inv(X - invCX __ J ^ Z 2 c 2 c Kc

wobei

Z_ cos oi 2 c

(3) Der Kopf oder die Zahnspitze des Ritzel-Außenzahnkranzes darf nicht kantig ausgeführt sein:

l " B (CX)

B U) ν

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wobei	inv{>( - invO^_c
B (<*) =	tan Οίρ
B (κ ) = ν	cos CX₁ C

- 1 COS CX

(4) Das Ritzel darf keinen Unterschnitt (undercut) aufweisen:

T" ^zi ⁸ⁱ

(5) Der Eingriffswinkel darf keinen negativen Wert haben:

2 tanO*

Z. = Z₁ + —— (x. - xj

2 1 mv ς>< 12'

(6) Das Berührungeverhältnis , nachfolgend "Profiltiberdeckung" benannt, muß größer als 1,0 sein:

Tk" t ^zi ^(tanö<Ki - ^tan<V ^{+ Z}2 ^(tano<b - ^tanow] >^l·

wobei

2

2 tan<*

,J 1 C

Kl Z + 2h^ + 2x

Utn die bevorzugte Profilüberdeckung in der Größenordnung

von mehr ale 2,0 'bu erhalten, muß folgende Gleichung erfüllt sein:

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(7) Es muß eine Evolventen-Interferenz vermieden sein:

(8) Es muß eine trochoidale Interferenz vermieden werden:

0"

2 2

^{a + r}K2 " ^rKl

^2arK2

wo bei

cos J fr - (invc* ^rKl ^{= (} 2~ ^H

-ι

2 2 2

^rK2 - ^rKl - ^a

^2ar

Ki

K2

- ^hK

a = -r— ( Z,- Z) 2 2

(9) Es muß ein Abgraten (trimming) des Innenzahnkranzes vermieden werden:

ein"

1 - (costX / coeCx )

1 - (Z₁ /

+invOC,

J ein'

. (Z₂/Z.)² -i

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(10) Wenn die Differenz in der Zähnezahl zwischen dem Innenzahnkranz des Außenrades und dem Auflenzahnkranz des Innenrades (Ritzel) klein ist, muß das Ritzel mit einem vorgeschriebenen Mittelpunktsabstand in das Außenrad eingefügt werden, ohne daß es dabei zu einer Interferenz zwischen der Kopfhöhe des Ritzels und der Kopfhöhe des Innenzahnkranzes kommt:

^4h

₂ .

7 7

^Z2 ^Zl

wobei

2 (x - χ ) inv<5>< - invfci

cos

B K) (

V D COS Ot ,

Andererseite muß zwischen der Zahnkopfkante des Ritzels und der Grundfläche (bottom land) des Innenzahnkranzes ein radialer Abstand eingehalten sein und es darf zwischen dem Fuükreis des Außenrades und dem Kopfkreis des Innenrades keine Interferenz bestehen. Da jedoch die Fußhohe eines dem Schneiden des Inneneahnkranzes dienenden Ritzel-Schneiders so gewählt ist, daß eine zusätzliche, dem radialen Abstand entsprechende Höhe sichergestellt ist, bedarf es bezüglich dieser Problematik keiner besonderen Berücksichtigung.

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Unter Berücksichtigung der vorstehenden Gleichungen wurde das in Fig. 1 dargestellte , kombinierte Interferenz-Liniendiagramm durch Errechnung der Werte Z , Z , χ und χ hergestellt, wabei folgende Werte berücksichtigt wurden:

CX = 14, 5° und ^c

χ =1,0 bis -1,0 (bei schrittweiser Abnahme von jeweils 0, 1) χ = 1,0 bis 0 (bei schrittweiser Abnahme von jeweils 0, 1).

Die Interferenz-Liniendiagramme wurde dann gezeichnet unter Berücksichtigung aller Kombinationen, man erhielt somit insgesamt Diagramme unter Einschluß der Liniendiagramme für den Ritzel-Schneider neben der Diagramme für das Ritzel.

In Fig. 1 bedeutet: Linienzug AB . Linienzug CD . Linienzug EF . Linienzug GH . Linienzug IJ

Linienzug KL . Linienzug MN .

kritische Kurve für die Evolventen-Interferenz, kritische Kurve für das Trimmen, kritische Kurve für die trochoidale Interferenz, kritische Linie für den Unterschnitt des Ritzels, kritische Linie für eine scharfe Kopfhöhenkante ■oder Spitze des Ritzels,

kritische Linie für den Eingriffewinkel:(X, = Kurve für die Pröfilüberdeckung.

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In der Figur stellt die Fläche rechts der Kurve AB, der Linien GH, IJ und oberhalb der Kurven CD, EF und der Linie KL den Sicherheitsbereich gegen verschiedene Interferenzen dar.

Verwendet man diese Diagramme, dann können die Zähnezahlen und die Änderungskoeffizienten der Kopfhöhen von Außen- und Innenrad unter Berücksichtigung der oben aufgeführten Bedingungen (1) bis (10) sehr leicht bestimmt werden. Um diese Diagramme auch für Räder mit stumpfen Zähnen und für solche mit Zähnen einer größeren Tiefe verwenden zu können, anstelle nur für Räder mit einer vollen Tiefe der Zähne, ist es lediglich erforderlich, anstelle der Werte Z , Z₂, χ und X₂ die Werte Z /V., ^Zo/^h _K' ^xi/^hK "

x_/h zu nehmen.
Z K

Die Fig. 2 bis 9 zeigen Beispiele der vorerwähnten 112 Diagramme der kombinierten Interferenz-Linien. Die nachfolgende Tabelle 1 bringt eine Übersicht über diese Diagramme.

Tabelle 1

^c ^{Und h}K	o( _c = 20°, h_K = 1	-0,5	-1,0	*<_c = 14, 5°,!^ = 1**
Interf e renz'K	0	Fig. 4	Fig. 6	- 0,5
Trimmen(Stoflen)	Fig. 2	Fig. 5	Fig. 7	Fig. 8
Trochoidale Interferenz	Fig. 3	Fig. 9

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Die Beziehung zwischen den Änderungskoeffizienten χ und χ der Kopfhöhen für die erfindungsgemäße Evolventenverzahnung an Innengetrieben , welche eine Profilüberdeckung von mehr als 1 sicherstellen, wenn das Innen- und das Außenrad bei einem Zähneunterschied von 1 geräuscharm miteinander in Eingriff stehen, wurde aus den Diagrammen der kombinierten Interferenzlinien erhalten mit dem in Fig. 10 festgehaltenen Ergebnis. In dem Schaubild gemäß Fig. 10 ist auf der Abszisse eines Koordinaten- ™

Systems das Verhältnis χ /h und auf der Ordinate das Verhältnis

1 K

χ /h abgetragen. Die Räder können nun mit einer Differenz in c. K

der Zähnezahl in der Größenordnung von 1 und ohne daß es zu einer

trochoidalen Interferenz kommt oberhalb der Linie AB miteinander in Eingriff stehen, die Profilüberdeckung ist dagegen größer als 1 in dem Bereich unterhalb der Linie CD. Der Bereich zwischen den Linien AB und CD stellt daher für die Werte von χ und χ die Fläche dar, innerhalb welcher die Räder mit einem Zahnunterschied von 1 ä

und mit einer Profilüberdeckung von mehr ale I miteinander in Eingriff stehen.

Es sei ein konkretes Beispiel he rau »gegriffen: Unter Hinweis auf Fig. %1O wird angenommen, daß ^ = 20 , dann erhält man folgende Werte: (_Xl/h_K = 0,1, x₂/h_K = 1,1), (Xj/h_K = 0. x₂/h_R =1.0), (X₁/^ = -0.6,

⁼ "^{lf 0>} ^xz\ ^{= 0)t} ^^hK ⁼ *^{lt lf x}2^/hK ⁼ ~^0>

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BAD ORIGINAL

Wenn man diese Werte zugrunde legt, erhält man ein Innengetriebe mit einer Differenz in der Zähnezahl von 1 und einer Profilüberdeckung von mehr als 1. Die Kombination der Werte χ /h und x_/h-. kann

IK. L·· K

dann frei derart gewählt werden, daß es folgende Möglichkeiten gibt: positiv und positiv, 0 und positiv, negativ und positiv, negativ und 0, negativ und negativ. Damit ist unter Beweis gestellt, daß in weitern Ausmaße eine freie Wahl der Werte χ /h und x~/h ermöglicht wird. Selbst wenn der Wert x«/h wegen der begrenzten Wechselbeziehung zwischen der Zähnezahl Z_ des Innenzahnkranzes und dem Änderungs-

koeffizienten χ der Kopfhöhe begrenzt ist - dieser Änderungskoeffizient χ der Kopfhöhe wird erzeugt, wenn der obige Innenzahnkranz mit einem Ritzel-Schneider geschnitten wird - kann man mittels der Fig. den Wert x,/h erhalten, welcher dem Wert χ /lu entspricht. :

Während die Linie CD die Grenzlinie für die Profilüberdeckung £ = 1 ist, wird der Abstand zwischen dieser Linie CD und der Linie " AB in lotrechter Richtung allmählich größer, wenn man der Kurve AB

von A nach B folgt, auf diese Weise kann eine große Profilüberdeckung erreicht werden. Der Bereich in der Nähe dee Kreuzungspunktee (x./h =-1,0, x₂/ⁿK ⁼ ° ^ ^{der Linie AB und der} Abszisse ist daher praktisch der wichtigste Bereich. Es ist nämlich festzuhalten, daß die Kombination (x,A_K = -1.0, ^X ₂/Kr - 0 ) «^ine größere Profilüberdeckung bringt als die Kombinationen (x./V. = 0, = 1,0) und (XjA_K = - 0,6, Xg/i^ = 0,4 ) usw.. folglich sind \

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BAD ORlQfNAt

dann die Verzahnungsverhältnisse auch günstiger.

Ist die Differenz in der Zähnezahl 2, dann wird die Linie AB nach abwärts gerückt, was zur Folge hat, daß der Sicherheitsbereich vergrößert wird.

Die Grenzen für die Änderungskoeffizienten χ und χ , welche eine Verzahnung der Räder bei einer Differenz in der Zähnezahl von 1 M

und bei einer Profilüberdeckung von mehr als 1 sicherstellen, liegen in der folgenden Gleichung begründet.

(0,0002ζχ² - 0,025CX + 1, 52)h + 0, 8 χ = χ ^ h + χ (1)

wobei:

^X : Pressungswinkel des Schneiders

h : Kopfhöhenkoeffizient (für volle Zahntiefe: h = 1,

K K

für einen stumpfen Zahn: h «C 1, für eine größere

Zahntiefe: h > 1),

₁ , χ : Änderungskoeffizient der Kopfhöhen von Innen- bzw. Außenrad.

Wird «χ = 14, 5 , 20 , 25 , 30 , dann gelten folgende Gleichungen:

wenn ^ =14,5°, 1,2 h +0,8 χ, Ξ χ, Ξ h+χ,

C IS. 1 C K. 1

wenn ^= 20°, 1, 1 h + 0,8 x. = x_ \ h + x,

c is. ι C K 1

wennöi = 25°, 1, 03h^ + 0, 8 x, ? x, = h,, + x,

wenn0<_c,30^O, 0, 95h_R + 0. 8 X₁ X x., ^ ^ _{+ χ}

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Auf der Basis des Vorstehenden erhält man ein Tnnengetriebe unter Heranziehung der Gleichung ( 1) , bei welchem Außen- und Innenrad mit einer Differenz in der Zähnezahl von 1 miteinander in Eingriff stehen (o< = 20°, li_ "= 1).

Unter Verwendung der Kombination (x = 0, χ =1, 0) oder der Kombination (x = -1,0, x_ = 0) erhält man das in der folgenden Tabelle 2 festgehaltene Ergebnis.

Tabelle 2

Tnnenzahnkranz	«c	^hK	1	^Z2	^X2	Ritzel ' Profilüberdeckung	^xl	6	- Diagramm
m	20 ^C I	20	1,0	^zi	0	1,002	Fig. 8, Fig. 3
3	30	1. 0	19	0	1,05	Fig. 8, Fig. 3 '
4 3	50 '	0	29	-1,0	1,46	Fig. 8, Fig. 7
49

Die Fig. 12 zeigt· Fotografien solcher Innengetriebe. Diese Innengetrie sind einem Trimmen ( ^Wälzstoßen) unterworfen, ist jedochbL·..^'^.-dann ist es erforderlich, das Ritzel mit dem Außönrad dadurch in - ..S Wirkverbindung zu bringen, daß man es in axialer Richtung bei einem vorgeschriebenen Mittelpunktsabstand einfügt, es ist dann nicht erforderlich, ein Trimmen (Wälzstoßen) vorzunehmen.

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BAD ORIGINAL ^

'17 -

Aus den vorerwähnten 112 Diagrammen kombinierter Interferenzlinien , beispielsweise den Diagrammen nach den Fig. 8 und 9, kann die Wechselbeziehung zwischen dem Änderungskoeffizienten χ der Kopfhöhe und der Zähnezahl Z des Innenrades ( = Ritzel) für ein solches Schaltgetriebe gewählt werden, welches einen ruhigen Lauf aufweist und bei welchem die Differenz in der Zähnezahl 1 und die Profilüberdeckung 2, 0 oder mehr als 2, 0 ist, das Ergebnis ist in Fig. 11 festgehalten.

In dem in Fig. 11 gezeigten Schaubild ist auf der Abszisse eines Koordinatensystems χ und auf der Ordinate Z abgetragen. Für den Bereich unterhalb der Linie AB weisen die miteinander in Eingriff stehenden Räder eine Differenz in der Zähnezahl von 1 und eine Profilüberdeckung von mehr als 2, 0 auf, ohne daß eine trochoidale Interferenz besteht. In dem Bereich oberhalb der Linie CD ist kein Unterschnitt für das Ritzel erforderlich. Die Fläche zwischen den Linien AB und CD stellt also für die Werte X₁ und Z den begrenzten Bereich dar, über welchen die miteinander in Eingriff stehenden Räder eine Differenz in der Zähnezahl von 1 und eine Profilüberdeckung von mindestens 2, 0 aufweisen.

Unter Heranziehung dieser Fig. Il wurde nun ein Innengetriebe gebaut ν bei welchem die miteinander in Eingriff stehenden Räder eine

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Differenz in der Zähnezahl von 1 bei CXy- = 14,5 und h =1 aufwiesen,

e K

dabei wurde der Punkt "P" (x = - 1, 03, χ = - 0,03, Z =80) auf der Linie AB gewählt. Die nachfolgende Tabelle 3 zeigt die Ergebnisse, Fig. 13 zeigt das Innengetriebe.

Tabelle 3

Innenzahnkranz	OC C	^hK	^Z2	^X2	Ritzel	^xi	Profilüberdeckung	Diagramm
m	14,5°	1	81	-0,03	^zi	-1. 03	£	Fig. 11 ϊ
2	80	2,01

An Hand der Fig. 14 bis 17 soll nunmehr a le Ausführungsform des erfindungsgemäßen Innengetriebes ein Untersetzungsgetriebe näher beschrieben werden.

In den Fig. 14 und 15 ist mit der Bezugsziffer 1 eine Antriebswelle bezeichnet, welche mit Endabschnitten 1' und 1" nach Art einer Kurbelwelle versehen ist. Auf die Antriebswelle 1 ist ein Exzenter-Innenrad 2 und ein weiteres, in seiner Formgebung diesem entsprechendes Exzenter-.Innenrad 2' aufgekeilt. Aue Fig. 15 ist in diesem Zusammenhang erkennbar, daß die beiden Exzenter- Innenräder 2 und 2' in einem Phasenwinkel von 180 zueinander versetzt

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sind, so daß deren Exzentrizitäten 2 χ e miteinander im Gleichgewicht stehen. Mit der Bezugsziffer 3 ist ein stationärer Innenzahnkranz bezeichnet, welcher an einem Gehäuse 4 ausgeformt ist. Die exzentrischen .Innenräder 2 und 2' stehen mit diesem Innenzahnkranz 3 in Eingriff. In der verlängerten Mittellinie der Antriebswelle 1 ist die getriebene Welle 5 angeordnet, welche mit dem Exzenter - innenrad 2" über eine Oldham-Kupplung 6 verbunden ist, eine weitere Oldham-Kupplung 7 verbindet die Exzenter-.Innenräder 2' und 2.

Wird die Antriebswelle 1 in Umdrehung versetzt, dann drehen mit ihr auch die exzentrischen Räder 2 und 2' , welche in Eingriff stehen mit dem stationären Innenzahnkranz 3. Das von dieser Drehung abgeleitete Drehmoment wird über die Oldham-Kupplung 6 an die getriebene Welle 5 abgegeben. Die Zähnezahl des stationären Innenzahnkranzes sei nun Z_?, die Zähnezahl der exzentrischen Innenräder 2, 2' sei

Z, und die Drehzahl der Antriebswelle 1 sei n_A . Die absolute Dreh-1 A

zahl η des Exzentergetriebes läßt sich dann durch folgende Gleichungen ausdrücken:

^Z2 " ^Zl

Ist Z - Z = 1 :

Wie aus Vorstehendem erkennbar, ist die Differenz in der Zähnezahl mit 1 angegeben, also der Unterschied zwischen der Zähnezahl

'.. 209809/06.03

Z des stationären Innenzahnkranzes und der Zähnezahl Z der mit diesem in Eingriff stehenden exzentrischen Innenräder, die Gleichung (3) weist dann aus, daß die absolute Drehzahl des Exzentergetriebes sehr klein ist. Diese absolute Drehzahl kann über die Oldham-Kupplung 6 unmittelbar an die Abtriebswelle 5 abgegeben werden.

Wie vorstehend erläutert, weist demzufolge ein erfindungsgemäßes ^ Untersetzungsgetriebe einen stationären Innenzahnkranz 3 und zwei

Exzenter- Innenräder 2, 2' auf, welche mit diesem Innenzahnkranz 3 in Eingriff stehen und zueinander in einem Phasenwinkel von 180 versetzt sind. Diese Exzenter- Itmenräder 2, 2' sind mit einer nach Art einer Kurbelwelle ausgebildeten Antriebswelle 1 verbunden, untereinander sind sie über eine Oldham-Kupplung 7 verbunden, und das von ihrer Drehung abgeleitete Drehmoment wird über eine weitere Oldham-Kupplung 6 an die Abtriebswelle 5 abgegeben. Ein solches Untersetzungsgetriebe nach der Erfindung weist den Vorteil auf, daß mit ihm ein großes Untersetzungsverhältnis dadurch erzielbar ist, daß man für den Innenzahnkranz 3 einen Zahn mehr wählt als für die Außenzahnkränze der Räder 2 und 2' , da die beschriebene Anordnung dieser Räder 2, 2' einen Gleichgewichtszustand wegen des vorhandenen Phasenwinkels von 180 sicherstellt, wird das aufgegebene Drehmoment aufgeteilt abgegeben, was den Vorteil einer günstigen Kraftübermittlung insbesondere unter optimalen Bedingungen bringt.

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Die in den Fig. l6 und 17 gezeigte Ausführungsform weist eine Antriebswelle 21 mit nach Art einer Kurbelwelle gekröpften Abschnitten 21' und 21" auf, mit welchen jeweils ein exzentrisqhes Innenrad 22 bzw. 22' fest verbunden ist. Auch diese beiden,, in ihrer Formgebung einander entsprechenden .Innenräder sind wiederum in einem Phasenwinkel von 180 zueinander auf der Antriebswelle angeordnet, so daß zwischen ihnen eine Exzentrizität von 2 χ e ,

. gebildet ist, wodurch die beiden Räder miteinander im Gleichgewicht gehalten sind. Mit der Bezugsziffer 23 ist ein stationärer Innenzahnkranz bezeichnet, welcher an einem Gehäuse 24 ausgebildet ist und mit welchem die Innenräder 22, 22' in Eingriff stehen. Die Räder 22, 22' sind mit Bohrungen 25 versehen, in diese Bohr ngen fassen mit der Abtriebswelle 26 verbundene Triebstifte ein, wie dies auch insbesondere aus Fig. 17 erkennbar ist. Der Durchmesser dieser Triebstifte 27 ist im Vergleich zu dem Durchmesser der Bohrungen 25 derart gewählt, daß der Durchmesser der Bohrungen bei einem Durchmesser d der Triebstifte 27 dann (d l· Ze) ist.

Am h für diese Ausführungsform haben wiederum die obigen Gleichungen (2) und (3) Gültigkeit, d.h. der Innenzahnkranz 23 weist einen Zahn mehr auf als die Außenzahnkränze der Räder 22 und 22' . Das mittels der Antriebewelle 21 aufgegebene Drehmoment wird über die Triebstifte 27 an die Abtriebewelle 26 abgegeben.

2Ö93Ö9/ÖSÖ3

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Wie vorbeschrieben, weist die Ausführungsform eines Untersetzungsgetriebes nach den Fig. 16 und 17 einen stationären Innenzahnkranz 23 und zwei exzentrische .Innenräder 22, 22* auf, welche mit diesem Innenzahnkranz 23 in Eingriff stehen und zueinander

ο
mit einem Phasenwinkel von 180 mit der Antriebswelle 21 fest

verbunden sind. Das auf die exzentrischen /Innenräder 22 und 22' aufgegebene Drehmoment wird an die Abtriebswelle 26 über die w Triebstifte 27 abgegeben.

Auch dieses Untersetzungsgetriebe bringt den Vorteil eines großen Untersetzungsverhältnisses,indem man dem Innenzahnkranz 23 einen Zahn mehr gibt als den jeweils mit einem Außenzahnkranz versehenen exzentrischen Rädern 22 und 22' , wegen der beschriebenen Anordnung der im Gleichgewicht stehenden Räder 22, 22' erhält man einen äußeret ruhigen Laufund das aufgegebene Dreh- - L· moment wird aufgeteilt abgegeben, was den Vorteil einer äußerst

günstigen Kraftübermittlung insbesondere unter optimalen Bedingungen bringt.

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BAD ORIGINAL

Claims

177556 A PATENTANSPRÜCHE

1. Innengetriebe mit einer Evolventenverzahnung zwischen einem einen Innenzahnkranz aufweisenden Außenrad und einem einen Außenzahnkranz aufweisenden Innenrad, dadurch gekennzeichnet, daß dem Außen- und /oder dem Innenrad ein solches Zahnprofil gegeben wird, daß die Beziehung zwischen dem Änderungskoeffizienten χ der Kopfhöhe des Innenzahnkranzes und dem

Cd

Änderungskoef'fizienten χ der Kopfhöhe des Außenzahnkranzes folgende Gleichung erfüllt:

(0,0002CX² - 0,025O< + 1, 52) h +0,8x, = x„ ^ Kh„ + x, cc K 1 2 K 1

wobei W der Standard-Pressungswinkel (Pressungswinkel des

Schneiders) und h der Koeffizient der Kopfhöhen ist; K wird 1, K

wenn die Differenz in der Zähnezahl 1 ist, dieser Faktor ist dagegen eine Funktion von °< , wenn diese Differenz 2 ist, zum Zwecke der Sicherstellung einer Differenz von 1 oder 2 in der Zähnezahl zwischen dem Innenzahnkranz des Außenrades und dem Außenzahnkranz des Innenrades und der Sicherstellung eines Berührungsverhältnisses (Profilüberdeckung) von mehr als

2. Innengetriebe mit einer Evolventenverzahnüng zwischen einem einen Innenzahnkranz aufweisenden Außenrad und einem einen

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BAD ORIGINAL

Außenzahnkranz aufweisenden Innenrad mit einer Differenz in der Zähnezahl von 1 zwischen dem Innenzahnkranz und dem Außenzahnkranz und einer Profilüberdeckung von 2, 0 oder mehr als 2,0, dadurch gekennzeichnet, daß für die Faktoren (^y (Pressungswinkel des Schneiders), Z (Zähnezahl des Außenzahnkranzes des Innenrades^, Z (Zähnezahl des Innenzahnkranzes des Außenrades), χ (Änderungskoeffizient der Kopfhöhe des Außenzahnkranzes des Innenrades ) und χ (Änderungskoeffizient der Kopfhöhe des Innenzahnkranzes des Außenrades) wenigstens jede der nachfolgenden Gleichungen (1) bis (4) erfüllt wird; (1) Z-Z=I Bedingung für die Differenz in der

- ^h

Zähnezahl zwischen Außen- und Innenrad K " ~2~^{Z Η1Τ1Γ}*

Bedingung, daß das Innenrad keinen Unterechnitt aufweist (³^ UL \^z->(^tan&_v, - tanOU + Z,(tanR. - tart* jl ? 2,0

Z₂(tan(X_K1 - tanO^) + Z₂(tan^_b -

Bedingung für eine Profilüberdeckung von 2, 0 und mehr als 2, 0

wobei

^X2 " ^Xl

inv°< = invCx. *■ 2 tan(X —

b c cZ_-Z

Z. cosCK
ι c

209809/0603

BAD ORIGIWAt

(4)—r- + ( ^inv0<-_b - mvc* ΐ -^cos

wobei

ψ - (Λ

cos j - (invC\

" ^r

Kl

Ki

K2

Bedingung, daß keine trochoidale Interferenz besteht

,1.

K2 " 'Kl

2 2 - a

2ar

κι

^rKi

K2

-

" ^h

= 4r ( Z, - Z. 2

COS 'X

für ^K gilt das obige.

3. Untersetzungsgetriebe, gekennzeichnet durch eine Antriebswelle mit einem nach Art einer Kurbelwelle gekröpften Endabschnitt, mit welchem zwei exzentrische InWenräder in einem Phasenwinkel von 180 zueinander fest verbunden sind, die in Eingriff stehen mit einem stationären Innenzahnkranz, der einen Zahn mehr aufweist als der Außenzahnkranz der Inäenräder, die untereinander und mit einer Abtriebswelle je durch eine Oldham-Kupplung verbunden sind.

209809/06 BAD ORIGINAL

4. Untersetzungsgetriebe, gekennzeichnet durch eine .Antriebswelle mit einem nach Art einer Kurbelwelle gekröpften Endabschnitt, mit welchem zwei exzentrischen Innenräder gleicher Formgebung in einem Phasenwinkel von 180 zueinander fest verbunden sind, die mit einem stationären Innenzahnkranz in Eingriff stehen, welcher einen Zahn mehr aufweist als der Außenzahnkranz der Innenräder, welche mit ■" mit korrespondierenden, koaxialen Bohrungen versehen sind,

in welche mit einer Abtriebswelle fest verbundene Triebstifte, deren Durchmesser kleiner ist als die Bohrungen der Innenräder, einfassen.

209809/06 0 3,.. ,_g

BAD ORIGlNAl.