DE3641769A1 - Antriebsanordnung - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Antriebsanordnung gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.

lnsbesondere bei Dieselmotoren besteht die Notwendigkeit, z.B. die die Ein­ spritzpumpe antreibende Pumpenwelle in einer sehr genauen Winkelzuordnung zur antreibenden Kurbelwelle einzustellen. Zur Durchführung einer derartigen Einstellung ist es bereits bekannt, eine zur drehfesten Halterung eines Antriebs­ rades auf der Einspritzpumpenwelle angeordnete Schraubverbindung zu lösen und anschließend unter Verwendung bestimmter Referenzmarken die Pumpenwellen­ lage bezüglich der Kurbelwellenlage zu justieren. Nach erneutem Festziehen der Schraubverbindung sollte dann die gewünschte Zuordnung der Winkellagen zwischen Kurbelwelle und Pumpenwelle erreicht sein. Eine derartige Einstellung ist jedoch relativ aufwendig und bleibt zudem verhältnismäßig ungenau, weil die Heranziehung mehrerer Referenzmarken sowie das nach dem Einstellvorgang vorgenommene erneute Anziehen der Schraubverbindung ein relativ breites Toleranz­ feld entstehen läßt.

Die der Erfindung zugrundeliegende Aufgabe besteht daher darin, eine Antriebs­ anordnung der im Oberbegriff des Patentanspruchs angegebenen Bauart zu schaffen, bei der die Winkeleinstellung der beiden Wellen zueinander unter Einhaltung engerer Toleranzbreiten möglich wird und bei der die Einstellung auch unter Zuhilfenahme von im Betrieb festgestellten Abweichungen exakter und genauer durchgeführt werden kann.

Die Lösung dieser Aufgabe ergibt sich gemäß dem Kennzeichen des Patentan­ spruchs 1. Zweckmäßige Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprü­ chen angegeben. Die Erfindung sieht also vor, die Einstellung der zweiten Welle gegenüber der ersten Welle ohne vollständiges Lösen der Antriebsver­ bindung zwischen diesen beiden Wellen durchzuführen, indem eine in dem Getriebe, beispielsweise zwischen einem Kranzteil und einem Nabenteil des Antriebsrades, vorgesehene Reibschlußverbindung durch Aufbringen eines das Antriebsdrehmoment weit übertreffenden Verdrehmomentes zwecks Verstellung um einen beispielsweise anhand einer dynamischen Prüfung festgestellten Korrekturwinkel überwunden wird. In den Unteransprüchen ist unter anderem auch ein Werkzeug zur Aufbringung des die reibschlüssige Verbindung überwindenden Verdrehmomentes in Form eines Planetengetriebes mit großer Übersetzung angegeben, das beispielsweise mit zwei eine Differenzbewegung ausführenden Ausgängen über entsprechende Mit­ nahmevorrichtungen an dem Kranz- und dem Nabenteil des Antriebsrades angreift.

In der Zeichnung sind zwei Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand von teil­ weise schematischen Ausführungen gezeigt, die im folgenden näher erläutert werden. Die Zeichnung zeigt in

Fig. 1 einen Längsschnitt durch ein erstes Ausführungsbeispiel der Erfindung mit dem erfindungsgemäßen Verdrehwerkzeug und

Fig. 2 eine alternative Ausführungsform der erfindungsgemäßen Antriebs­ anordnung.

In der Fig. 1 der Zeichnung ist mit 1 ein Antriebsrad einer Antriebsanord­ nung für eine Einspritzpumpenwelle 3 einer Diesel-Brennkraftmaschine bezeichnet. Dieses Antriebsrad besteht dabei aus einem Nabenteil 5, das auf einem Konus 4 unter Verwendung einer auf einem endseitigen Gewinde 7 der Pumpenwelle 3 aufgezogenen Mutter 8 sowie einer Unterlegscheibe 9 gehalten ist, sowie aus einem eine Außenverzahnung 11 aufweisenden Kranzteil 6. Zwischen dem Kranzteil 6 und dem Nabenteil 5 ist eine zylindrische Preßpassung 10 vorgesehen, die so ausgelegt ist, daß die beim Betrieb der Brennkraftmaschine auftretenden Drehmomente zum Antrieb der Pumpenwelle sicher übertragen werden. An der Außen­ verzahnung 11 des Kranzteils 6 greift ein hier nicht weiter dargestellter Zahnriemen an, der von einem auf der Kurbelwelle gehaltenen Zahnrad angetrieben wird und das Antriebsdrehmoment über das Antriebsrad auf die Pumpenwelle 3 überträgt.

Das Kranzteil 6 weist darüberhinaus eine Innenverzahnung 12 und das Naben­ teil 5 eine Außenverzahnung 13 auf, in die mit entsprechenden Gegenverzahnun­ gen 36 bzw. 38 versehene Ausgänge 35 und 37 eines Werkzeuges eingreifen, das durch ein insgesamt mit 2 bezeichnetes Planetengetriebe gebildet ist.

Dieses Planetengetriebe 2 weist als Eingang ein Handrad 15 auf, das durch mehrere über den Umfang verteilte Nieten 17 mit einer Antriebswelle 16 verbunden ist, auf der ein Sonnenrad 18 mit Hilfe einer Steckverzahnung 19 und einer Zentralschraube 20 gehalten ist. Das Sonnenrad 18 steht mit einem Satz gleich­ mäßig über den Umfang verteilter Planetenräder 21 in Eingriff, die bei dem hier gezeigten Ausführungsbeispiel mit Hilfe von Lagerbolzen 22 in einem zwei­ geteilten Planetenträger 23, 24 gelagert sind. Die beiden Teile 23 und 24 des etwa in einer in der Planetenradmitte liegenden Ebene geteilten Planeten­ trägers werden durch Verschraubungen zusammengehalten, die jeweils aus einer in einer mit einem lnnengewinde versehenen Buchse 26 eingedrehten Halteschraube 27 bestehen. Diese Verschraubungen sind in gleichmäßig über den Umfang ver­ teilten, jeweils zwischen den Planetenrädern befindlichen Axialbohrungen 25 vorgesehen.

Die Planetenräder 21 stehen weiterhin mit den lnnenverzahnungen 30 und 31 zweier axial nebeneinanderliegender Hohlräder 28 und 29 in Eingriff, wobei diese Verzahnungen infolge einer vorgesehenen Profilverschiebung unterschiedliche Zähnezahlen aufweisen. Damit ergibt sich bei einer über das Handrad 15 bewirkten Verdrehung des Sonnenrades 18 eine unterschiedliche Verdrehung der Hohlräder 28 und 29, deren Relativverdrehung gegeneinander zur Verdrehung des Kranzteils 6 gegenüber dem Nabenteil 5 des Antriebsrades 1 ausgenutzt wird. Die beiden axial nebeneinanderliegenden Hohlräder 28 und 29, deren lnnenverzahnungen 30 und 31 jeweils etwa die halbe Zahnbreite der Planetenräder 21 umfassen, sind mit den die Ausgänge des Planetengetriebes 2 bildenden, konzentrisch übereinanderliegenden Stegen 35 und 37 verbunden, die ihrerseits die Gegen­ verzahnungen 36 und 38 zum Eingriff in die Verzahnungen 12 und 13 des Kranzteils 6 bzw. des Nabenteils 5 des Antriebsrades 1 aufweisen. Dabei ist der radial innere Steg 37 mit dem in der Zeichnung rechten Hohlrad 29 einstückig verbunden, während der radial äußere Steg 35 über eine Steckverzahnung 34 mit einer zylin­ drischen, das Hohlrad 29 radial übergreifenden Glocke 33 des in der Zeichnung linken Hohlrades 28 verbindbar ist. An dieser Glocke 33 kann im übrigen eine in Winkelgraden geeichte Skala 41 vorgesehen sein, die mit einer an dem Hohlrad 29 angebrachten zweiten Skala 42 korrespondiert. Diese zweite Skala 42 ist dabei durch ein in der zylindrischen Glocke 33 des Hohlrades 28 vorgesehenes radiales Fenster 40 beobachtbar, so daß eine Kontrolle der Winkelverstellung der beiden Teile gegeneinander und damit auch des Kranzteils 6 gegenüber dem Nabenteil 5 des Antriebsrades 1 durchführbar ist.

In der Fig. 2 ist eine Ausführung eines erfindungsgemäßen Antriebsrades ge­ zeigt und mit 50 insgesamt bezeichnet, das wie schon bei der Ausführung nach der Fig. 1 in ein Nabenteil 52 und ein Kranzteil 53 unterteilt ist. Im Ge­ gensatz zur Ausführung nach der Fig. 1 ist hier jedoch zwischen den beiden Bauteilen des Antriebsrades 50 keine zylindrische Preßpassung vorgesehen, sondern die beiden Teile werden durch ein Federelement, das hier als Teller­ feder 60 ausgebildet ist, kraftschlüssig zusammengehalten. Dabei stützt sich diese Tellerfeder, die unter Vorspannung eingebaut ist, mit ihrem radial inneren Ende an einem beim Einbau der Tellerfeder 60 durch Verstemmen gebildeten nocken­ förmigen Schulter 61 ab, während das radial äußere Ende der Tellerfeder 60 gegen einen im wesentlichen radial gerichteten Flansch 55 des Kranzteils 53 drückt. Am Innenumfang der Tellerfeder steht diese zudem mit dem Naben­ teil 52 über eine Steckverzahnung in formschlüssigen Eingriff. An dem radial nach innen gerichteten Flansch 55 des Kranzteils 53 ist eine Reibfläche 56 ausgebildet, die mit einer an einem radial nach außen gerichteten Flansch 57 des Nabenteils 52 angeordneten, senkrecht zur Achse der Nockenwelle 51 verlaufenden Reibfläche 58 zur Drehmomentübertragung durch von der Teller­ feder 60 bewirkten Reibschluß zusammenwirkt.

An dem Kranzteil 53 sind im übrigen neben der Außenverzahnung 54 zum Eingriff an dem kraftübertragenden Zahnriemen eine lnnenverzahnung 64 zum Eingriff eines z.B. durch das Planetengetriebe 2 der Fig. 1 gebildeten Verdrehwerkzeuges vorgesehen, während an dem Nabenteil hier Ausnehmungen 62 vorgesehen sind, die mit gleichartigen Ausnehmungen 63 der Tellerfeder 60 korrespondieren und die andere Mitnahmevorrichtung für das Verdrehwerkzeug darstellen.

Die Erfindung vereinfacht nun den Justiervorgang einer Pumpenwelle im Verhält­ nis zu der antreibenden Kurbelwelle, indem eine Gestaltung der drehmomentüber­ tragenden Verbindung im Bereich des zwischen der Antriebswelle und der getrie­ benen Welle, hier also zwischen der Kurbelwelle und der Pumpenwelle angeord­ neten Getriebes gezeigt wird, die unter Verwendung eines entsprechenden Ver­ drehwerkzeuges ein vollständiges Lösen dieser Verbindung erübrigt und so ein neues Justierverfahren schafft. Unter der Voraussetzung, daß das Drehkraft­ kollektiv einschließlich der Spitzen der Drehkraftimpulse beim Betrieb der Anlage mit ausreichender Sicherheit bekannt ist, ist ein Verzicht auf eine formschlüssige Verbindung zur Drehmomentübertragung im allgemeinen dann mög­ lich, wenn der Bauraum und andere erforderliche Gesichtspunkte eine kraft­ und reibschlüssige Verbindung zulassen. In vielen Fällen bietet sich dabei das auf der angetriebenen Welle angeordnete Antriebsrad zur Unterbringung der kraft- und reibschlüssigen Drehverbindung an, da zur Erzielung möglichst niedriger Haltekräfte ein möglichst großer Halteumfang zweckmäßig ist.

Da mit dem Begriff Winkeljustierung der Pumpenwelle gegenüber der Kurbelwelle eine unbestimmte, wenn auch nicht allzu häufige Anzahl von Wiederholungen dieses Vorganges eingeschlossen ist, muß bei der Gestaltung der Drehkraft­ verbindung berücksichtigt werden, daß diese eine Übertragung im Betrieb auf­ tretender Antriebsdrehmomente auch nach mehrmaliger Wiederholung des Justier­ vorganges mit ausreichender Sicherheit gewährleistet. Die Reibungskoeffizienten der miteinander durch Reibschluß verbundenen Bauteile einerseits, wie auch die Größe der Haltekräfte andererseits müssen dazu zuverlässig in bestimmten Grenzen gehalten werden. Die Haltekräfte müssen dabei so hoch angesetzt werden, daß ein unbeabsichtigtes Verstellen der Phasenlagen der beiden Wellen zueinander nicht auftreten kann; sie sollten dagegen genügend niedrig liegen, damit die während des Justiervorganges aufzuwendenden Verstellkräfte nicht allzu hoch ausfallen müssen.

Dies stellt besondere Anforderungen an die Gestaltung der Reibflächen und die Werkstoffwahl der beteiligten Bauteile. Das gegen die sichere Haltekraft nötige Verdrehen von beispielsweise Kranzteil und Nabenteil verursacht wegen der Überwindung der Reibung aus der Ruhelage eine Veränderung der Feinstruktur der Reibflächen, was bei mehrmaliger Durchführung einem Setzvorgang derselben gegeneinander gleichkommt.

Die beteiligten Bauteile weisen bei Großserienfertigung Maßabweichungen inner­ halb ihrer zulässioen Toleranzen auf. Das Aufbringen der Haltekraft beim Zusam­ menbau der Drehkraftverbindung kann daher in der Großserienfertigung ebenfalls nicht ohne ein bestimmtes Streufeld innerhalb der zulässigen Toleranzgrenzen erfolgen.

Die Haltekraft kann nun mit Hilfe einer Preßpassung, darüberhinaus aber auch durch eine Verschraubung, durch Vernieten, Umgießen oder Verstemmen sowie durch Quetschen, Pressen oder Bördeln der Bauteile gegeneinander hergestellt werden. Darüberhinaus kann, wie in der Fig. 2 angedeutet ist, auch ein federndes Element im Kräfteverband, beispielsweise eine Tellerfeder oder eine federnde, ringförmige Platte, vorgesehen sein. In diesem Fall können das Setzen und die Dicken-Toleranzen der Bauteile sowie Toleranzen der Zusammendrückkraft mit Hilfe der Federkennung als Auswirkung auf die Haltekraft abgeschwächt werden. Die Streuung des Reibbeiwertes durch Oberflächenbeschaffenheiten und Umwelteinflüsse wird dabei durch die Wahl der Werkstoffpaarung gering gehalten. Durch eine geeignete Werkstoffwahl sollte auch eine sehr innige Oberflächen­ schmiegung bei hoher Pressung ohne Freßgefahr erzielt werden, wodurch auch die Umwelteinflüsse weniger stark zur Auswirkung kommen. Die Tellerfeder 80 sollte, sofern eine solche eingesetzt wird, mit ihrer Innenverzahnung spielfrei auf dem Nabenteil sitzen, damit die Antriebskraft auf beide Mitnahmeflächen gleichmäßig verteilt werden kann. Dazu muß die Verzahnung 59 am Nabenteil 52 bzw. am lnnenumfang der Tellerfeder 60 flankenpressende Profile aufweisen oder aber die Tellerfeder muß sich mit scharfen Vorderkanten ihr Profil beim Aufpressen auf das Nabenteil selbst räumen und mit negativem Freiwinkel an­ schließend einen Festsitz gewährleisten. Beim Zusammenbau wird die Anpreßkraft genau bemessen und hinter der Tellerfeder das Verzahnungsprofil zu einer Schul­ ter 61 verstemmt.

Bei der Montage findet zweckmäßigerweise sofort nach dem Verstemmen der Teller­ feder eine mehrmalige Verdrehkraftkontrolle bei Anwesenheit eines geeigneten Schmiermittels zwischen den Reibflächen 56 und 58 des Nabenteils 52 bzw. des Kranzteils 53 statt, um so für den Fall einer zu geringen Anpreßkraft eine Nacharbeit durch weiteres Verstemmen durchführen zu können.

Die in der Ausführung nach der Fig. 1 vorgesehene zylindrische Preßpassung zwischen dem Nabenteil 5 und dem Kranzteil 6, die gegebenenfalls auch durch eine Konusverbindung ersetzt werden könnte, erfordert eine sehr eng tolerierte Passung, eine hohe Oberflächengüte der beiden Bauteile und eine hohe Werkstoff­ qualität. Für eine Serienfertigung eines wiederholt verdrehbaren Preßsitzes sollte das Nabenteil eine gehärtete und geschliffene Paßfläche mit ausreichend eng toleriertem Durchmesser aufweisen. Das Kranzteil kann entweder dünnwandig zur Erzielung einer hohen elastischen Dehnung für die Aufbringung der Preß­ kraft ausgebildet werden oder aber man kann durch konstruktive Formgebung und Bemessung des Preßsitztraganteiles eine Aufteilung der Formänderung in einen plastischen Anpassungsanteil und einen einen elastischen Preßsitz ge­ benden Anteil vornehmen. Durch letztere Methode ist es möglich, mit vertretbaren Toleranzgrenzen eine ausreichende Einengung der Mitnahmekraftwerte innerhalb von Sicherheitsforderung und zumutbarer Justierkraft zu erzielen. Je nach Gestaltung der einzelnen Teile läßt sich der Anteil der elastischen und der der plastischen Verformung im Bereich der die Antriebsdrehmomente übertragen­ den Verbindung variieren. So braucht zum Beispiel die Preßpassung 10 zwischen dem Kranzteil 6 und dem Nabenteil 5 des Antriebsrades 1 nicht über den ge­ samten Umfang, sondern gegebenenfalls nur bereichsweise vorhanden zu sein. Ein geringerer Tragflächenanteil könnte dann einen höheren plastischen Verfor­ mungsanteil bedingen und es müßte dann durch die Wahl des Wirkdurchmessers sowie durch die Form der zwischen den Tragflächen verbleibenden Bereiche ein ausreichender elastischer Verformungsanteil sichergestellt werden. Dies kann z.B. durch Vorsehen von Ausnehmungen, wie beispielsweise Ausnehmung 14 an dem Nabenteil 5, oder auch durchgehenden Aussparungen erreicht werden.

Bei dieser Ausführungsform, wie auch bei allen anderen Reibkraftübertragungen, empfiehlt es sich, Langzeitumwelteinflüsse, wie Korrosion oder dgl., durch besondere Maßnahmen auszuschalten oder zu verringern. Das Einbetten und Um­ geben des Preßsitzes mit einem dauerelastischen und abdichtenden Kunststoff, wie zum Beispiel Silikon, Polyamid oder Phenolharz stellt eine solche Maßnahme dar, soll der Kunststoff in den Traganteil des Preßsitzes einbezogen werden, kann seine Eigenfestigkeit durch die Zugabe fasriger Füllstoffe erhöht werden, wodurch eine Beeinflussung des Elastizitätsmoduls des gesamten Bauteils bewirkt wird.

Gelingt es weiterhin, durch besondere Maßnahmen Schmierstoffe von derart gestal­ teten Preßsitzen oder anderen Drehkraftverbindungen mit Sicherheit fernzuhalten, beispielsweise durch zusätzliche Abdichtungen, dann kann auch von den höheren Reibungskoeffizienten dieser Reibpartner Gebrauch gemacht werden.

Höhere Reibungskoeffizienten können auch durch geeignete Formgebung und Wahl der Partner, auch bei Anwesenheit von Schmiermitteln, erzielbar sein. Porige Werkstoffe, welche in den Poren Korrosionsschutz oder Schmiermittel auf Dauer beherbergen können, können hierfür von Vorteil sein. Durch diese Maßnahmen kann der Unterschied zwischen dem Reibungskoeffizienten der Ruhe und demjenigen der gleitenden Bewegung gering und beide Reibwerte durch die Verdrängung des Schmiermittels von den Kontaktzonen der Reibflächen ausreichend hoch gehalten werden.

Das für die Verdrehung der beiden Teile, nämlich des Kranzteils 6 und des Nabenteils 5 gegeneinander vorgeschlagene Werkzeug ist hier für die Justie­ rung eines Wellenantriebes mit einem Antriebszahnrad gedacht, welches flie­ gend gelagert ist, also Zutritt von einer Stirnseite her gestattet. Es besteht aus dem Planetengetriebe 2, bei dem die auf das Handrad 15 auszuübende relativ geringe Justierkraft infolge des hohen Übersetzungsverhältnisses auf sehr große Verstellkräfte übersetzt wird, die an den durch die beiden Hohlräder 28 und 29 bzw. den mit diesen verbundenen Stegen 35 und 37 gebildeten Ausgängen wirksam wird. Dabei weisen die beiden Hohlräder eine unterschiedliche Zähnezahl auf, was durch Profilverschiebung ermöglicht wird. Diese Profilverschiebung bewirkt bei ein- und demselben Modul unterschiedliche Wirkdurchmesser und Zähnezahlen. Für ein großes Übersetzungsverhältnis müssen die beiden Hohlrädern einen möglichst geringen Zähnezahlunterschied aufweisen, wobei aber die Zähne­ zahlen durch die Anzahl der eingreifenden Planetenräder teilbar sein müssen. Folglich ist der kleinstmögliche Unterschied der Zähnezahlen der Hohlräder gleich der Anzahl der eingreifenden Planetenräder. Das ergibt bei kleinen Getriebeaußenabmessungen und z.B. drei Planetenrädern Gesamtübersetzungen in der Größenordnung von 100 und darüber, womit bei Einhandbetätigung Reib­ momente in der Größenordnung von 200 Nm gut überwunden werden können.

Die Kraftaufbringung und -abstützung erfolgt ausschließlich zwischen den beiden Hohlrädern 28 und 29, die sich mit ihren Zähnen auf den Planetenrädern 21 abstützen, welche ihrerseits von dem Sonnenrad 18 gehalten werden. Abstütz­ kräfte und Blindkräfte gleichen sich so innerhalb des Planetengetriebes 2 aus und nur die Kraft für die Handbetätigung muß von außen aufgebracht werden und muß dann auch über den Zahnriemen des zu justierenden Antriebsrades ab­ gestützt werden.

Die Größe der Winkelkorrektur für den Justiervorgang kann nun frei von äußeren Fehlern durch zweimaliges Ablesen der an den Hohlrädern angebrachten Skalen 41, 42, die gegebenenfalls mit einem Nonius versehen sein können, festgestellt werden.

Die beiden Hohlräder 28 und 29 übertragen die zum Justieren erforderliche Verstellkraft über die am lnnenumfang des radial inneren Steges 37 vorgesehene Innenverzahnung 38 auf die Außenverzahnung 13 des Nabenteils 5 und über die an dem äußeren Steg 35 vorgesehene Außenverzahnung 38 auf die Innenverzah­ nung 12 des Kranzteils 6, so daß entsprechend der Relativverdrehung der beiden Hohlräder zueinander auch das Kranzteil 6 und das Nabenteil 5 unter Überwin­ dung der Haltekraft des Preßsitzes 10 gegeneinander verdreht werden.

Bei Anwendung sogenannter Nullverzahnungen für das Planetengetriebe 2, wobei zwischen den Zähnen der angreifenden Räder kein Flankenspiel vorhanden ist, sowie durch Vorsehen von Anlaufflächen an den Stirnseiten der Planetenräder 21 sowie an den Hohlrädern kann dafür gesorgt werden, daß entgegen der in der Zeichnung gezeigten Ausführung ein Planetenträger nicht erforderlich ist. Der Entfall des Planetenträgers 23, 24 hängt dabei von der Dimensionierung der Zahnräder und der übrigen Bauteile des Planetengetriebes 2, damit also von seiner Robustheit ab. Durch die entgegenwirkenden Kräfte am Umfang der beiden Hohlräder entsteht für jedes Planetenrad ein Kippmoment, das über die Eingriffslänge der mit dem Sonnenrad kämmenden Verzahnungen von dessen jeweils im Eingriff befindlichen vorlaufenden und nachlaufenden Zähnen abgestützt wird. Diese Abstützkräfte werden bei Verwendung des Planetenträgers von den Lagerbolzen 22 mit aufgenommen, die also auf Biegung in Umfangsrichtung der Planetenradlaufbahnen beansprucht werden.

Die Planetenräder mit ihren Zähnen stellen abrollende vielfache Keile dar, wobei die an ihnen angreifenden Kräfte zwischen den Hohlrädern und dem Sonnen­ rad in den jeweiligen Wirkebenen ins Gleichgewicht gesetzt werden können. Hieraus wird auch klar, daß bei Anordnung möglichst vieler Planetenräder eine zunehmende Materialentlastung für die Zahnradwerkstoffe hinsichtlich ihrer Hertzschen Pressungen und ihrer Biegebeanspruchung erzielt werden kann, wobei aber das erzielbare Übersetzungsverhältnis in entgegengesetztem Sinn beeinflußt wird. Eine Optimierung muß diese einander entgegengesetzten Wirkungen zu einer Kompromißlösung führen.

Claims (16)

1. Antriebsanordnung mit einer ersten treibenden Welle und einer in einer vorgegebenen Winkelzuordnung zur ersten Welle über ein Getriebe antreib­ baren zweiten Welle, dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebe eine Reib­ schlußverbindung aufweist, die das beim Betrieb auftretende Antriebs­ drehmoment sicher überträgt, aber durch Aufbringen eines das Antriebs­ drehmoment weit übertreffenden Verdrehmomentes zwecks Justierung der Winkelstellung der zweiten Welle (3) gegenüber der ersten Welle über­ windbar ist.

2. Antriebsanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Reib­ schlußverbindung zwischen einem Nabenteil (5) und einem Kranzteil (6) eines auf der zweiten Welle (3) drehfest gehaltenen Antriebsrades (1) vorgesehen ist.

3. Antriebsanordnung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß das Kranz­ teil (6) und das Nabenteil (5) je eine Mitnahmevorrichtung (12, 13) zum Eingriff von eine Relativverdrehung der beiden Teile gegeneinander bewir­ kenden Verdrehmitteln (2) aufweisen.

4. Antriebsanordnung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Mit­ nahmevorrichtungen durch eine an dem Kranzteil (6) angebrachte lnnenver­ zahnung (12) und eine an dem Nabenteil (5) angebrachte Außenverzahnung (13) gebildet sind.

5. Antriebsanordnung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Ver­ drehmittel durch ein Planetengetriebe (2) gebildet sind, das ein mit einem Satz von Planetenrädern (2 i) kämmendes Sonnenrad (18) als Eingang sowie zwei mit den Planetenrädern im Eingriff befindliche Hohlräder (28, 29) als Ausgänge aufweist, wobei die Hohlräder mit durch Profilverschiebung sich ergebenden, unterschiedlichen Zähnezahlen versehen sind.

6. Antriebsanordnung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Hohl­ räder (28, 29) jeweils etwa die halbe Breite der Planetenräder (21) auf­ weisen und nebeneinanderliegend über den Planetenrädern angeordnet sind und konzentrisch übereinanderliegende, glockenförmige Stege (35, 38) aufweisen, die mit den Mitnahmevorrichtungen (12, 13) des Kranz- bzw. Nabenteils (6, 5) des Antriebsrades (1) im Eingriff stehen.

7. Antriebsanordnung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Sonnen­ rad (18) mit einem von Hand betätigbaren Handrad (15) verbunden ist.

8. Antriebsanordnung nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Hohlräder (28, 29) miteinander korrespondierende, in Winkel­ graden geeichte Skalen (41, 42) zur Kontrolle der Winkelverstellung der zweiten Welle (3) aufweisen.

9. Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 5 bis 8, dadurch gekennzeich­ net, daß das mit dem radial äußeren glockenförmigen Steg (35) an dem Kranzteil (6) des Antriebsrades angreifende erste Hohlrad (28) im Bereich des an dem Nabenteil (5) angreifenden zweiten Hohlrades (29) ein radiales Fenster (40) sowie eine im Bereich des Fensters angeordnete, in Umfangs­ richtung verlaufende erste Skala (41) aufweist und daß das zweite Hohlrad (29) eine durch das Fenster sichtbare, mit der ersten Skala korrespon­ dierende zweite Skala (42) aufweist.

10. Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Planetengetriebe (2) planetenträgerlos ausgeführt ist und einen flankenspielfreien Eingriff der Zahnräder sowie an den Planetenrädern (21) und den Hohlrädern (28, 29) angeordnete Anlaufflächen aufweist.

11. Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekenn­ zeichnet, daß das Kranzteil (6) und das Nabenteil (5) des Antriebsra­ des (1) durch eine zylindrische Preßpassung (10) verbunden sind.

12. Antriebsanordnung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das Nabenteil (5) eine gehärtete und geschliffene Paßfläche aufweist.

13. Antriebsanordnung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Preßpassung (10) nur in abschnittsweise über den Umfang verteilten Be­ reichen vorgesehen ist.

14. Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeich­ net, daß das Kranzteil (53) und das Nabenteil (52) des Antriebsrades (50) einander zugeordnete, im wesentlichen senkrecht zu ihrer Drehachse verlaufende Reibflächen (56, 58) aufweisen und daß mindestens ein die beiden Teile axial gegeneinander pressendes Federelement (60) vorgesehen ist.

15. Antriebsanordnung nach Anspruch 11-14, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen den unter Pressung gegeneinander befindlichen Reibflächen von Kranz- und Nabenteil des Antriebsrades Mittel zur Reibwertbeeinflussung Korrosionsschutz und/oder Elastizitätsmodulbeeinflussung vorgesehen sind.

16. Antriebsanordnung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß das Federelement durch eine unter Vorspannung eingebaute, sich mit dem radial äußeren Ende an dem Kranzteil (53) und mit dem radial inneren Ende an dem Nabenteil (52) abstützende Tellerfeder (60) gebildet ist.