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WO2016004934A1 - Kreisschiebeplanetenradgetriebe - Google Patents

Kreisschiebeplanetenradgetriebe Download PDF

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Publication number
WO2016004934A1
WO2016004934A1 PCT/DE2015/200231 DE2015200231W WO2016004934A1 WO 2016004934 A1 WO2016004934 A1 WO 2016004934A1 DE 2015200231 W DE2015200231 W DE 2015200231W WO 2016004934 A1 WO2016004934 A1 WO 2016004934A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
engagement
segments
teeth
drive pulleys
ring gear
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/DE2015/200231
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Franz Kurth
Ralph Schimpf
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Original Assignee
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Schaeffler Technologies AG and Co KG filed Critical Schaeffler Technologies AG and Co KG
Priority to CN201580037379.6A priority Critical patent/CN106662213A/zh
Priority to US15/316,332 priority patent/US9890832B2/en
Publication of WO2016004934A1 publication Critical patent/WO2016004934A1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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    • 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
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • F16H1/32—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear
    • 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
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/02—Toothed members; Worms
    • F16H55/08—Profiling
    • 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
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • F16H1/32—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear
    • F16H2001/327—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear with the orbital gear having internal gear teeth
    • 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
    • F16H35/00—Gearings or mechanisms with other special functional features
    • F16H2035/003—Gearings comprising pulleys or toothed members of non-circular shape, e.g. elliptical 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
    • F16H49/00—Other gearings
    • F16H2049/008—Linear wave gearings, i.e. harmonic type gearing imposing a strain wave to a straight flexible member engaging a second member with different pitch to generate linear motion thereof
    • 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
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/02—Toothed members; Worms
    • F16H55/17—Toothed wheels
    • F16H2055/176—Ring gears with inner teeth

Definitions

  • the invention relates to a Kreisschiebeplanetenradgetriebe according to the in the preamble of claim 1 near »defined type.
  • Such a Kreisschiebeplanetenradgetriebe is known from DE 195 18 160 A1.
  • the Kreisschiebeplanetenradgetriebe drive disks are provided for driving the planetary gears instead of a sun gear, which perform a circular shift with respect to the planetary gears.
  • the disadvantage of this embodiment of the complicated and space-consuming construction In addition, noise may occur in the case of circular displacement of the drive pulleys due to inaccurate engagement of these in the planetary gears, increased friction and malfunctions.
  • the invention is therefore an object of the invention to provide a Kreisschiebeplanetenradgetriebe of the aforementioned type, which ensures effective and safe operation and is simple.
  • the object is solved by the features of patent claim 1. Further advantageous embodiments will become apparent from the respective dependent claims, the description and the drawings.
  • a Kreisschiebeplanetenradgetriebe with a central shaft, at least one housing fixedly arranged ring gear, a set of planetary gears in engagement with the ring gear and a plurality of axially successively arranged drive pulleys for driving the planetary gears: the drive pulleys are mounted eccentrically on the central shaft to perform a circular sliding movement. there are the drive disks in each case in execution of the circular sliding movement at any time with at least two planet gears in engagement.
  • the drive disks each form an engagement with three planet gears three with these corresponding concave arcuate tooth segments with internal teeth on the outer circumference, each having an opening angle which is greater than 180 °.
  • the drive disks in each case for engagement with four planetary gears form four with these corresponding concave circular arc-shaped Zahnseg- elements with internal teeth on the outer circumference, each having a Ofmungswinkel greater than 150 °.
  • the drive disks each form for engagement with the planetary gears on the outer circumference concave circular arc-shaped toothed segments with an internal toothing.
  • the internal teeth of the circumferentially successive tooth segments have a dependent of the respective position of the tooth segments tooth offset by a predetermined angle to each other.
  • the tooth offset of the internal toothings of the circumferentially successive toothed segments is preferred by one of the respective position of the toothed segments, the number of teeth of the first ring gear, the number of teeth of the inner teeth of the toothed segments, the number of planet gears and of the superposition between the drive pulleys and the first Ring gear dependent angle determined.
  • the angle is preferably determined by
  • P Anz is the number of piano wheels.
  • the drive disks each have a predetermined opening angle at the tooth segments for engagement with the planetary gears! exhibit.
  • the arrangement of the drive disks is further optimized in engagement with the planetary gears. It reduces the forces, noise and self-locking forces.
  • the opening angle is determined as a function of the number of Pianetenzier, the length of the engagement line from its inlet point to its pitch point between the outer teeth of Pianetenzier and the internal teeth of the tooth segments and in dependence on top circle and pitch circle diameter of the internal teeth of the toothed segments.
  • the opening angle y preferably applies
  • the drive disks on the outer circumference in each case for engagement with three planetary gears form three corresponding with them concave circular arc-shaped toothed segments with internal teeth, each having an opening angle which is greater than 180 °.
  • an arrangement with four planetary gears and at least two drive pulleys, each having four toothed segments for engagement with the planetary gears is also conceivable.
  • the opening angle of the internal teeth of the toothed segments is reduced accordingly. However, this is preferably greater than 150 °.
  • the drive disks can each have recesses on the outer circumference in the circumferential direction between the toothed segments.
  • through holes can be provided radially in each case in a radially middle area between the outer circumference and a central receiving opening.
  • the drive disks are preferably made in sheet metal and particularly easy to produce by punching.
  • the circular sliding planetary gear according to the invention for example, particularly advantageous in Versteilantrieben with high ratios and without self-locking used.
  • Figure 1 is a side view of a Kreisschiebeplanetenradge- invention drive.
  • Figure 2 is a sectional view of the Kreisschiebeplanetenradgetnebes
  • Figure 3 is a single view of a drive pulley according to the invention.
  • Figure 4 shows schematically an enlarged partial view of a drive pulley in engagement with a planetary gear.
  • FIG 1 shows an example of a Kreisschiebeplanetenradgetriebe invention, which is shown in Figure 2 in a longitudinal section along the line AA of Figure 1
  • the Kreisschiebeplanetenradgetriebe has two coaxial with a central shaft 1 successively arranged ring gears 2, 3 and a set planetary gears 4, which on a planet carrier 5 are mounted, which in turn rotatably, here on the central axis 1, is centrally supported.
  • the planetary gears 4 are in engagement with the ring gears 2, 3 and at the same time by so-called drive pulleys 6, 7, 8 can be driven. These are arranged axially one behind the other upper assigned eccentric 9, 10, 11 on the central shaft 1.
  • the drive pulleys 6, 7, 8 are each supported via a rolling bearing radially on the associated eccentrics 9, 10, 11 and at the same time axially fixed to this Alternatively, the drive pulleys 6, 7, 8 also be radially slidably.
  • the eccentrics 9, 10, 11 are rotatably and axially fixed to the central shaft 1.
  • the drive pulleys 6, 7, 8 move to the central shaft 1 eccentric circular paths. They execute a so-called circular sliding movement.
  • a rotation of the drive pulleys 6, 7, 8 about its own axis, in particular a rotation relative to the planet carrier 5, is thereby avoided.
  • the planetary gears 4 mesh in each case at a first axial section of their external toothing with an internal toothing of the first ring gear 2 and at a second axial section of their external toothing with an internal toothing of the second ring gear 3.
  • the outer toothing of the planetary gears 4 is in this case infinitely axially continuous.
  • the second ring gear 3 also serves as an output.
  • the drive pulleys 6, 7, 8 are identical to each other and serve to drive the planet gears 4. They each have on their outer circumference one of the number of planet gears 4 corresponding number of circular arc-shaped concave tooth segments 12 for engagement with a respective planetary gear 4. In this case, each toothed segment 12 is associated with a planetary gear 4. Upon rotation of the central shaft 1, the drive pulleys 6, 7, 8 pass alternately into engagement with the respective associated tooth segments 12 during their circular sliding movement, respectively at their toothed segments 12. Neten planetary gears 4 and push them each at their outer teeth at least one tooth further. Each drive pulley 6, 7, 8 is at each Zettrios their circular sliding movement of at least two toothed segments 12 in engagement with a respective planetary 4th
  • the Kretsschiebeplanetenradgetriebe consists of two gear stages.
  • the drive pulleys 6, the planet wheels 4 and the first ring gear 2, 7, 8 form the first gear stage.
  • the second gear stage consisting of the planetary gears 4 in engagement with the second ring gear 3.
  • the second gear stage forms a so-called plus gear, in which the second ring gear 3 and the planet carrier s rotate in the same direction.
  • a first partial ratio i 1 relative to the first gear stage between the drive pulleys 6, 7, 8 and the first ring gear 2 is determined by the tooth number Z H1 of the internal gear of the first ring gear 2, the number of teeth z P of the teeth of the planet gears 4 and the number of teeth z EX of the toothed segments 12 on the drive pulleys 6, 7. 8. It applies
  • the number of teeth z Ex refers to the internal toothing of a virtually formed on the tooth segments 12 Hohirads.
  • the first partial ratio h of predetermined number of teeth Z H1 of the first ring gear 2 is determined by the difference between the number of teeth z Ex of the toothed segments 12 and the number of teeth z P of the planetary gears 4.
  • a second partial ratio 12 based on the second gear stage is determined by the number of teeth Z H1 of the internal gear of the first ring gear 1, the number of teeth z P of the external teeth of the planet gears 4 and the number of teeth Z H2 of the internal gear of the second ring gear 3.
  • the first partial ratio h is preferably greater than the second partial ratio i 2 :
  • the Kreisschiebeplanetenradgetriebe has, for example, three planetary gears 4 and three axially successively arranged drive pulleys 6, 7, 8 with three associated eccentrics 9, 10, 11. It is also conceivable, depending on the torque to be transmitted and the number of planet gears 4 more or less drive pulleys ⁇ , 7, 8 or eccentric 0, 10, 11 to order. For example, four planet wheels 4 may be provided which are in engagement with at least two drive pulleys 6, 7, 8. On the Zentratwelle 1, the axially outer eccentric 8, 10 are each designed as a separate component, while the centrally between the outer eccentrics 9, 11 arranged eccentric 10 is formed integrally with the central shaft 1.
  • the eccentrics 9, 10, 11 are arranged on the central shaft 1 in the circumferential direction by 120 ° angularly offset from each other. As a result, the drive disks 8, 7, 8 move in phase with one another in accordance with the angular offset of the eccentrics 9, 10, 11. Central shaft 1 and eccentric 9, 10, 11 form a so-called eccentric shaft.
  • the planet carrier 5 is rotatably mounted on parallel towandabschnrtten on the central shaft 1. Between the sowandabschnrtten the three Pia netenver 4 are mounted on three bolts, which are supported at their ends on the sowandab- sections.
  • the side wall sections each consist of three struts, which receive the bolts on the outside at free end portions and converge in a star-shaped manner centrally to a bearing eye for mounting on the central shaft 1 there form.
  • the struts each have a recess for mass or weight reduction.
  • OAS first ring gear 2 is mounted radially on the second ring gear 3.
  • the ring gears 2, 3 are arranged overlapping at their mutually facing axial end portions.
  • a corresponding second annular shoulder is provided with retracted outer diameter is between the ring paragraphs a rolling bearing axially and radially fitted.
  • the second ring gear 3 encloses a Sertenwandabrough of the planet carrier 11 radially outward, on the first ring gear 2, the internal gear is axially limited by the first annular shoulder.
  • Figure 3 shows the configuration of a drive pulley 6, 7, 8, which is storable on a central circular receiving opening 13 on the eccentrics 9, 10, 11 of the central shaft 1.
  • the center of the receiving opening 13 at the same time forms the center of an imaginary circular line 14, which includes the drive pulley on the outer circumference.
  • Three circular arc-shaped toothed segments 12 are provided as concave bulges on the outer circumference with an internal toothing for engagement with one planetary gear 4 each.
  • the toothed segments 12 are arranged offset on center axes 15 by 120 ° to each other.
  • the central axes 15 extend through the geometric centers of the circular arc-shaped toothed segments 12 and through the center of the drive pulley 6, 7, 8. They also form symmetry axes, to which the drive pulley 6, 7, 8 is formed axially symmetrical.
  • the internal gears of the latter have a tooth offset by a predetermined angle ⁇ j relative to one another.
  • the index j runs from 0, 1...
  • the internal teeth of the successive tooth segments 12 depending on the respective position j of the toothed segment 12, the tooth number Z H1 of the first ring gear 2, the number of teeth z Ex of the internal teeth of the toothed segments 12, the number n of planetary wheels 4 and depending on the first partial ratio i 1 offset by the angle ⁇ j configured, which is determined by
  • the toothed segments 12 are formed with a predetermined ⁇ ffhungs- or Umschtingungswinket y.
  • the drive pulley 6, 7, 8 in this case behaves on its toothed segments 12 in each case like a planned ring gear, which is indicated by a dashed circular line.
  • the toothed segments 12 in this way each form a partial ring gear or a partial section of an imaginary ring gear.
  • 4 shows an enlarged detail of a drive pulley 6, 7, 8 on a toothed segment 12 in engagement with a planetary gear 4.
  • the opening angle y determines the length and duration of the engagement of the planet wheels 4 with the drive pulley 6, 7, 8 during the conversion.
  • the drive pulley 6, 7, 8 is in each case in engagement with a planet wheel 4 at each time of its circular sliding movement on at least two toothed segments 12.
  • the drive pulley 6, 7, 8 is arranged at any time of their movement determined.
  • the opening angle y as a function of the number P Number of driven planetary gears 4, the length of the meshing line AC from inlet point A to the pitch point C between the external teeth of the planet gears 4 and the internal teeth of the toothed segments 12, the tip diameter and the pitch circle diameter c of the inner toothing of the Toothed segments 12 equipped ( Figure 4).
  • the internal toothing of the toothed segments 12 is designed with an opening angle y of about 200 °.
  • recesses 16 ( Figure 3) are provided in the circumferential direction between the toothed segments 12 on the outer circumference, each forming a concave arcuate curvature.
  • radially inner circular holes 17 are formed in a radially middle region between the recesses 16 radially outward and the receiving openings 13.

Landscapes

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  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
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  • Transmission Devices (AREA)
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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Kreisschiebeplanetenradgetriebe mit einer Zentralwelle (1), mit zumindest einem gehäusefest angeordneten Hohlrad (2), einem Satz Planetenräder (4) im Eingriff mit dem Hohlrad (2), einem drehbar abgestützten Planetenradträger (5), auf dem die Planetenräder (4) gelagert sind, und mehreren axial hintereinander angeordneten Antriebsscheiben (6, 7, 8) zum Antrieb der Planetenräder (4), wobei die Antriebsscheiben (6, 7, 8) zur Ausführung einer Kreisschiebebewegung exzentrisch auf der Zentralwelle (1) gelagert sind, dadurch gekennzeichnet dass die Antriebsscheiben (6, 7, 8) jeweils bei Ausführung der Kreisschiebebewegung zu jedem Zeitpunkt mit zumindest zwei Planetenrädern (4) in Eingriff stehen.

Description

kreisschiebeplanetenradgetriebe
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft ein Kreisschiebeplanetenradgetriebe gemäß der im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 nahe» definierten Art.
Ein derartiges Kreisschiebeplanetenradgetriebe ist aus DE 195 18 160 A1 bekannt. Bei dem Kreisschiebeplanetenradgetriebe sind zum Antrieb der Planetenräder anstelle eines Sonnenrads Antriebsscheiben vorgesehen, die in Bezug auf die Planetenräder eine Kreisschiebung ausführen. Nachteilig wirkt sich bei dieser Ausgestaltung der komplizierte und bauraumintensive Aufbau aus. Zudem können bei Kreisschiebung der Antriebsscheiben durch einen ungenauen Eingriff dieser in die Planetenräder Geräusche, erhöhte Reibung und Betriebsstörungen auftreten.
Zusammenfassung der Erfindung
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Kreisschiebeplanetenradgetriebe der vorgenannten Art zu schaffen, das einen effektiven und sicheren Betrieb gewährleistet und einfach aufgebaut ist. Die Aufgabe wird durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen ergeben sich aus den jeweiligen Unteransprüchen, der Beschreibung und den Zeichnungen.
Es wird ein Kreisschiebeplanetenradgetriebe mit einer Zentralwelle, zumindest einem gehäusefest angeordneten Hohlrad, einem Satz Planetenräder im Eingriff mit dem Hohlrad und mehreren axial hintereinander angeordneten Antriebsscheiben zum Antrieb der Planetenräder vorgeschlagen: wobei die Antriebsscheiben zur Ausführung einer Kreisschiebebewegung exzentrisch auf der Zentralwelle gelagert sind. Dabei stehen die Antriebsscheiben jeweils bei Ausführung der Kreisschiebebewegung zu jedem Zeitpunkt mit zumindest zwei Planetenrädern in Eingriff. Die Antriebsscheiben bilden jeweils zum Eingriff mit drei Planetenrädern drei mit diesen korrespondierende konkave kreisbogenförmige Zahnsegmente mit Innenverzahnungen am Außenum- fang, die jeweils einen Öffnungswinkel aufweisen, der größer ist als 180°. Eine andere Möglichkeit besteht darin, dass die Antriebsscheiben jeweils zum Eingriff mit vier Planetenrädern vier mit diesen korrespondierende konkave kreisbogenförmige Zahnseg- mente mit Innenverzahnungen am Außenumfang bilden, die jeweils einen Ofmungswinkel aufweisen, der größer ist als 150°. Hierdurch wird gewahrleistet, dass die An- triebsscheiben zu jedem Zeitpunkt jeweils zwei Eingriffspunkte bezüglich der Planetenräder haben und somit vollständig in ihrer Bewegung bestimmt sind, wodurch eine exakte Führung der Antriebsscheiben an den Planetenrädern sichergestellt und zugleich ein einfacher Aufbau des Getriebes ermöglicht wird. Auf diese Weise werden Störungen vermieden und ein effektiver Betrieb des Kreisschiebeplanetenradgetriebes gewährleistet
In einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung bilden die Antriebsscheiben jeweils zum Eingriff mit den Planetenrädern am Außenumfang konkave kreisbogenförmige Zahnsegmente mit einer Innenverzahnung. Bevorzugt weisen hierbei die Innenverzahnungen der in Umfangsrichtung aufeinanderfolgenden Zahnsegmente einen von der jeweiligen Position der Zahnsegmente abhängigen Zahnversatz um einen vorbestimmten Winkel zueinander auf. Durch den Zahnversatz wird ein exakter Zahneingriff zwischen den Planetenrädern und den Zahnsegmenten erreicht. Reibung, Verschleiß und eine Selbsthemmung im Kreisschiebeplanetenradgetriebe können so auf einfache Weise reduziert werden.
Bevorzugt ist dabei der Zahnversatz der Innenverzahnungen der in Umfangsrichtung aufeinanderfolgenden Zahnsegmente durch einen von der jeweiligen Position der Zahnsegmente, der Zähnezahl des ersten Hohlrads, der Zähnezahl der Innenverzah- nung der Zahnsegmente, der Anzahl der Planetenräder und von der Obersetzung zwischen den Antriebsscheiben und dem erstem Hohlrad abhängigen Winkel bestimmt. Hierbei ist der Winkel vorzugsweise bestimmt durch
Figure imgf000003_0001
j j to fa») ( ΑΛΪ) ( ( )),
wobei j = 0, 1 , 2, .... PAnz -1 die jeweilige Planetenradposttion bezeichnet.
Figure imgf000004_0001
den Winkelzahnversatz des Zahnsegments am Ausgangspunkt, die Zähnezahl des ersten Hohlrads,
die Zahnezahl der Zahnsegmente bezogen auf ein gedachtes Hohlrad,
Figure imgf000004_0002
die Zähnezahl der Pianetenräder
und
PAnz die Anzahl der Pianetenräder.
Es ist weiterhin von Vorteil, wenn die Antriebsscheiben jeweils an den Zahnsegmen- ten zum Eingriff mit den Planetenrädern einen vorbestimmten Öffnungswinke! aufweisen. Hierdurch wird die Anordnung der Antriebsscheiben im Eingriff mit den Planetenradern weiter optimiert. Dabei werden die im Eingriff wirkenden Kräfte, die Geräusche und die Selbsthemmung reduziert. Bevorzugt ist der Öffnungswinkel in Abhängigkeit von der Anzahl der Pianetenräder, der Länge der Eingriffslinie von ihrem Einlaufpunkt bis zu ihrem Wälzpunkt zwischen der Außenverzahnung der Pianetenräder und der Innenverzahnung der Zahnsegmente und in Abhängigkeit von Kopfkreis- und Wälzkreisdurchmesser der Innenverzahnung der Zahnsegmente bestimmt. Dabei gilt für den öffnungswinkel y vorzugsweise
W U
Figure imgf000004_0003
wobei PAnz die Anzahl der Planetenräder bezeichnet,
AC die Eingriffslinie von ihrem Einlaufpunkt bis zu ihrem Wälzpunkt zwischen der Verzahnung der Planetenräder und der Innenverzahnung der Zahnsegmente,
den Kopfkreisdurchmesser der Innenverzahnung der Zahnsegmente und m den Wälzkreisdurchmesser der Innenverzahnung der Zahnsegmente.
Figure imgf000004_0004
In einer weiteren bevorzugten Ausgestartung der Erfindung können die Antriebsscheiben am Außenumfang jeweils zum Eingriff mit drei Planetenrädern drei mit diesen kor- respondierende konkave kreisbogenförmige Zahnsegmente mit Innenverzahnungen bilden, die jeweils einen Öffnungswinkel aufweisen, der größer ist als 180°. Denkbar ist auch eine Anordnung mit vier Planetenrädem und zumindest zwei Antriebsscheiben, die jeweils vier Zahnsegmente zum Eingriff mit den Planetenrädern aufweisen. Dabei reduziert sich der Öffnungswinkel der Innenverzahnungen der Zahnsegmente entsprechend. Dieser ist aber vorzugsweise größer als 150°.
Zur Masse- bzw. Gewichtsreduzierung können die Antriebsscheiben jeweils am Au- ßenumfang in Umfangsrichtung zwischen den Zahnsegmenten Aussparungen aufweisen. Alternativ oder ergänzend können jeweils in einem radial mittleren Bereich zwischen Außenumfang und einer zentraler Aufnahmeöffhung radial innen Durchgangs- löcher vorgesehen sein. Die Antriebsscheiben sind vorzugsweise in Blech ausgeführt und durch Stanzen besonders einfach herstellbar.
Das erfindungsgemäße Kreisschiebeplanetenradgetriebe ist beispielsweise besonders vorteilhaft in Versteilantrieben mit hohen Übersetzungen und ohne Selbsthemmung einsetzbar.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Weitere Merkmaie der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung und aus Zeichnungen, in denen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung vereinfacht dargestellt ist Es zeigen:
Figur 1 eine Seitenansicht eines erfindungsgemäßen Kreisschiebeplanetenradge- triebes. Figur 2 eine Schnittdarstellung des Kreisschiebeplanetenradgetnebes
Figur 3 eine Einzelansicht einer erfindungsgemäßen Antriebsscheibe.
Figur 4 schematisch eine vergrößerte Teilansicht einer Antriebsscheibe im Eingriff mit einem Planetenrad.
Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen Figur 1 zeigt beispielhaft ein erfindungsgemäßes Kreisschiebeplanetenradgetriebe, das in Figur 2 in einem Längsschnitt entlang der Linie A-A aus Figur 1 dargestellt ist Das Kreisschiebeplanetenradgetriebe weist zwei koaxial zu einer Zentralwelle 1 hintereinander angeordnete Hohlräder 2, 3 und einen Satz Planetenräder 4 auf, die auf einem Planetenradträger 5 gelagert sind, der seinerseits drehbar, hier auf der Zentralweile 1, zentral abgestützt ist. Die Planetenräder 4 stehen in Eingriff mit den Hohlrädern 2, 3 und sind zugleich durch sogenannte Antriebsscheiben 6, 7, 8 antreibbar. Diese sind axial hintereinander Ober zugeordnete Exzenter 9, 10, 11 auf der Zentralwelle 1 angeordnet. Die Antriebsscheiben 6, 7, 8 sind jeweils über eine Wälzlagerung radial auf den zugeordneten Exzentern 9, 10, 11 abgestutzt und zugleich auf diesen axial fixiert Alternativ können die Antriebsscheiben 6, 7, 8 auch radial gleitgelagert sein. Die Exzenter 9, 10, 11 sind mit der Zentralwelle 1 dreh- und axialfest verbunden. Bei Drehung der Zentralwelle 1 bewegen sich die Antriebsscheiben 6, 7, 8 auf zur Zentralwelle 1 exzentrischen Kreisbahnen. Sie führen hierbei eine sogenannte Kreis- schiebebewegung aus. Eine Rotation der Antriebsscheiben 6, 7, 8 um eine eigene Achse, insbesondere eine Rotation relativ zum Planetenradträger 5, wird dabei vermieden.
Ein erstes Hohlrad 2, das die Planetenräder 4 und die Antriebsscheiben 6, 7, 8 radial außen umschließt, ist dreh- bzw. gehäusefest angeordnet, während das zweite Hohlrad 3 koaxial zum ersten angeordnet drehbar gelagert ist. Dabei kämmen die Planetenräder 4 jeweils an einem ersten axialen Abschnitt ihrer Außenverzahnung mit einer Innenverzahnung des ersten Hohlrads 2 und an einem zweiten axialen Abschnitt ihrer Außenverzahnung mit einer Innenverzahnung des zweiten Hohlrads 3. Die Au- ßenverzahnung der Planetenräder 4 ist hierbei stufenlos axial durchgehend ausgeführt. Das zweite Hohlrad 3 dient zugleich als Abtrieb.
Die Antriebsscheiben 6, 7, 8 sind untereinander gleich ausgeführt und dienen dem Antrieb der Planetenräder 4. Sie weisen jeweils an ihrem Außenumfang eine der Anzahl der Planetenräder 4 entsprechende Anzahl von kreisbogenförmigen konkaven Zahnsegmenten 12 zum Eingriff mit jeweils einem korrespondierenden Planetenrad 4 auf. Dabei ist jedes Zahnsegment 12 einem Planetenrad 4 zugeordnet. Bei Drehung der Zentralwelle 1 gelangen die Antriebsscheiben 6, 7, 8 bei ihrer Kreisschiebebewegung jeweils an ihren Zahnsegmenten 12 wechselweise in Eingriff mit den jeweils zugeord- neten Planetenrädern 4 und schieben dabei diese jeweils an ihren Außenverzahnungen mindestens um einen Zahn weiter. Dabei steht jede Antriebsscheibe 6, 7, 8 zu jedem Zettpunkt ihrer Kreisschiebebewegung an zumindest zwei Zahnsegmenten 12 im Eingriff mit jeweils einem Planetenrad 4.
Das Kretsschiebeplanetenradgetriebe besteht aus zwei Getriebestufen. Dabei bilden die Antriebsscheiben 6, die Planetenräder 4 und das erste Hohlrad 2, 7, 8 die erste Getriebestufe. Daran angeschlossen ist die zweite Getriebestufe bestehend aus den Planetenrädem 4 im Eingriff mit dem zweiten Hohlrad 3. Die zweite Getriebestufe bil- det ein sogenanntes Plusgetriebe, bei dem das zweite Hohlrad 3 und der Planetenrad- träger s gleichsinnig drehen.
Eine erste Teilübersetzung i1 bezogen auf die erste Getriebestufe zwischen den Antriebsscheiben 6, 7, 8 und dem ersten Hohlrad 2 ist bestimmt durch die Zahnezahl ZH1 der Innenverzahnung des ersten Hohlrads 2, der Zähnezahl zP der Verzahnung der Planetenräder 4 und der Zähnezahl zEX der Zahnsegmente 12 an den Antriebsscheiben 6, 7. 8. Dabei gilt
K /
Figure imgf000007_0001
Die Zähnezahl zEx bezieht sich auf die Innenverzahnung eines an den Zahnsegmenten 12 virtuell gebildeten Hohirads. Die erste Teilübersetzung h wird vorgegebener Zähnezahl ZH1 des ersten Hohlrads 2 durch den Unterschied zwischen der Zähnezahl zEx der Zahnsegmente 12 und der Zähnezahl zP der Planetenräder 4 bestimmt.
Eine zweite Teilübersetzung 12 bezogen auf die zweite Getriebestufe ist bestimmt durch die Zähnezahl ZH1 der Innenverzahnung des ersten Hohlrads 1 , der Zähnezahl zP der Außenverzahnung der Planetenräder 4 und der Zähnezahl ZH2 der Innenverzahnung des zweiten Hohlrads 3. Hierbei gilt
Figure imgf000007_0002
Die erste Teilübersetzung h ist vorzugsweise größer als die zweite Teilübersetzung i2:
Figure imgf000007_0003
gilt, wobei die Zähnezahl ZH1 des ersten Hohirads 2 kleiner ist als die Zähnezahl ZH2 des zweiten Hohirads 3:
Figure imgf000007_0004
Außerdem weisen die Zahnezahlen ZH1, ZH2 der Hohlräder 2, 3 einen grollen Unterschied auf. Dies wird durch entsprechende Profitverschiebung bzw. Bezugsprofile an den Innenverzahnungen der Hohlfader 2, 3 ermöglicht. Durch die Aufteilung der Teilübersetzungen mit i1 > i2 in den Getriebestufen mit einem möglichst gro&en Unter- schied der Zahnezahlen ZH1, ZH2 der Hohlräder 2, 3 wird eine Selbsthemmung im Kreisschiebeplanetenradgetriebes sowohl bei Übersetzungen ins Schnelle als auch bei der Übersetzung ins Langsame vermieden oder nahezu vermieden. Zugleich wird eine große Gesamtübersetzung i zwischen der Zentralwelle 1 und dem zweiten Hohlrad 3 mit i = i1 x i2 > 200 erreicht. Dabei drehen Zentralwelle 1 und zweites Hohirad 3 gleichsinnig.
Das Kreisschiebeplanetenradgetriebe weist beispielhaft drei Planetenräder 4 und drei axial hintereinander angeordnete Antriebsscheiben 6, 7, 8 mit drei zugeordneten Exzentern 9, 10, 11 auf. Denkbar ist auch, in Abhängigkeit von dem zu übertragenden Drehmoment und der Anzahl der Planetenräder 4 mehr oder weniger Antriebsscheiben β, 7, 8 bzw. Exzenter 0, 10, 11 anzuordnen. Beispielsweise können vier Planeten- rader 4 vorgesehen sein, die mit mindestens zwei Antriebsscheiben 6, 7, 8 in Eingriff stehen. Auf der Zentratwelle 1 sind die axial außen angeordneten Exzenter 8, 10 jeweils als separates Bauteil ausgeführt, während der zwischen den äußeren Exzentern 9, 11 mittig angeordnete Exzenter 10 einteilig mit der Zentralwelle 1 ausgebildet ist. Die Exzenter 9, 10, 11 sind auf der Zentralwelle 1 in Umfangsrichtung um 120° winkelversetzt zueinander angeordnet. Dadurch bewegen sich die Antriebsscheiben 8, 7, 8 ent- sprechend dem Winkelversatz der Exzenter 9, 10, 11 zueinander phasenverschoben. Zentralwelle 1 und Exzenter 9, 10, 11 bilden dabei eine sogenannte Exzenterwelle.
Der Planetenradträger 5 ist an parallelen Seitenwandabschnrtten drehbar auf der Zentralwelle 1 wälzgelagert. Zwischen den Seitenwandabschnrtten sind die drei Pia- netenräder 4 auf drei Bolzen gelagert, die an ihren Enden an den Seitenwandab- schnitten abgestützt sind. Die Seitenwandabschnitte bestehen jeweils aus drei Streben, die außen an freien Endabschnitten die Bolzen aufnehmen und sternförmig zentral zusammenlaufen, um dort ein Lagerauge zur Lagerung auf der Zentralwelle 1 zu bilden. Die Streben weisen jeweils eine Aussparung zur Masse- bzw. Gewichtsreduzierung auf.
Oas erste Hohlrad 2 ist radial auf dem zweiten Hohlrad 3 gelagert. Hierzu sind die Hohlräder 2, 3 an ihren einander zugewandten axialen Endabschnitten Überlappend angeordnet. Zur Aufnahme der Lagerung ist der Endabschnitt des ersten Hohlrads 2 an seinem Innendurchmesser an einem ersten Ringabsatz aufgewertet, während am Endabschnitt des zweiten Hohlrads 3 ein korrespondierender zweiter Ringabsatz mit eingezogenem Außendurchmesser vorgesehen ist Zwischen den Ringabsätzen ist eine Wälzlagerung axial und radial eingepasst. An seinem vom ersten Hohlrad 2 abgewandten Endabschnitt umschließt das zweite Hohlrad 3 einen Sertenwandabschnitt des Planetenradträgers 11 radial außen, Am ersten Hohlrad 2 wird die Innenverzahnung axial innen durch den ersten Ringabsatz begrenzt. Figur 3 zeigt die Ausgestaltung einer Antriebsscheibe 6, 7, 8, die an einer zentralen kreisrunden Aufnahmeöffnung 13 auf den Exzentern 9, 10, 11 der Zentralwelle 1 lagerbar ist. Der Mittelpunkt der Aufnahmeöffnung 13 bildet zugleich den Mittelpunkt einer gedachten Kreislinie 14, die die Antriebsscheibe am Außenumfang umfasst. Drei kreisbogenförmige Zahnsegmente 12 sind als konkave Ausbuchtungen am Außenum- fang mit einer Innenverzahnung zum Eingriff mit jeweils einem Planetenrad 4 vorgesehen. Die Zahnsegmente 12 sind auf Mittelachsen 15 um 120° zueinander versetzt angeordnet Die Mittelachsen 15 verlaufen durch die geometrischen Mittelpunkte der kreisbogenförmigen Zahnsegmente 12 und durch den Mittelpunkt der Antriebsscheibe 6, 7, 8. Sie bilden zugleich Symmetrieachsen, zu denen die Antriebsscheibe 6, 7, 8 achsensymmetrisch ausgebildet ist.
Zur Optimierung des Zahneingriffs zwischen Planetenrädern 4 und Zahnsegmenten 12 weisen die Innenverzahnungen letzterer einen Zahnversatz um einen vorbestirnm- ten Winkel δj zueinander auf. Der Winkel δj ist auf die Mittelachse 15 des jeweiligen Zahnsegments 12 bezogen. Er wird an in ümfangsrichtung der Antriebsscheiben 6, 7. 8 jeweils aufeinanderfolgenden Zahnsegmenten 12 ausgehend von einem Zahnsegment 12 an der Position j = 0 abhängig von der jeweiligen Position j bestimmt. Der Index j läuft von 0, 1. ... bis PA*» - 1 , wobei PA™ die Anzahl der Planetenräder 4 und δο = 0° den Winkel der innenverzahnung des Zahnsegments 12 am Ausgangspunkt an der Planetenradposition j=0 bezeichnet Dabei sind an jeder Antriebsscheibe 6, 7, 8 die Innenverzahnungen der aufeinanderfolgenden Zahnsegmente 12 abhängig von der jeweiligen Position j des Zahnsegments 12, der Zahnezahl ZH1 des ersten Hohlrads 2, der Zähnezahl zEx der Innenverzahnung der Zahnsegmente 12, der Anzahl n der Pla- netenräder 4 und abhängig von der ersten Teilübersetzung i1 um den Winkel δj versetzt ausgestaltet, der bestimmt ist durch
Figure imgf000010_0001
Im Ausführungsbeispiel beträgt der Zahnversatz des auf der Planetenradposition j = 0 angeordneten Zahnsegments 12 δ0 = 0°. Die in Wälzrichtung im Uhrzeigersinn auf den Planetenradpositionen j =1 und j=2 folgenden Zahnsegmente 12 weisen an ihren Innenverzahnungen gegenüber dem auf der Planetenradposition j=0 angeordneten Zahnsegments 12 hier beispielhaft einen Zahnversatz um den Winkel δ1 = 10° bzw, δ2 = 20° auf. Weiterhin sind die Zahnsegmente 12 mit einem vorbestimmten Öffhungs- oder Um- schtingungswinket y ausgebildet. Dieser legt die Kreisbogenlänge der Zahnsegmente 12 fest, an der sich die Planetenräder 4 im Eingriff mit den Zahnsegmenten 12 abwälzen können. Die Antriebsscheibe 6, 7, 8 verhält sich dabei an ihren Zahnsegmenten 12 jeweils wie ein gedachtes Hohlrad, das durch eine gestrichelte Kreislinie angedeu- tet ist. Die Zahnsegmente 12 bilden auf diese Weise jeweils ein Teiihohlrad bzw. einen Teilabschnitt eines gedachten Hohlrads. In Figur 4 ist schematisch ein vergrößerter Ausschnitt einer Antriebsscheibe 6, 7, 8 an einem Zahnsegment 12 im Eingriff mit einem Planetenrad 4 dargestellt Der Öffnungswinkel y bestimmt Länge und Dauer des Eingriffs der Planetenräder 4 mit der Antriebsscheibe 6, 7, 8 während des Um- laufs Er ist derart gestaltet, dass die Antriebsscheibe 6, 7, 8 zu jedem Zeitpunkt ihrer Kreisschiebebewegung an zumindest zwei Zahnsegmenten 12 jeweils mit einem Planetenrad 4 in Eingriff steht. Dadurch ist die Antriebsscheibe 6, 7, 8 zu jedem Zeitpunkt ihrer Bewegung bestimmt angeordnet. Hierzu ist der Öffnungswinkel y in Abhängigkeit von der Anzahl PAnz der anzutreibenden Planetenräder 4, der Länge der Eingriffslinie AC von Einlaufpunkt A bis Wälzpunkt C zwischen der Außenverzahnung der Planetenräder 4 und der Innenverzahnung der Zahnsegmente 12, dem Kopfkreisdurchmesser und dem Wälzkreisdurchmesser c der Innenverzahnung der Zahnsegmente 12 ausgestattet (Figur 4). Dabei gilt
Figure imgf000010_0002
Im Ausführungsbeispiel ist die Innenverzahnung der Zahnsegmente 12 mit einem Öffnungswinkel y von etwa 200° ausgeführt.
Zur Reduzierung der Masse bzw. des Gewichts der Antriebsscheibe 6, 7, 8 sind in Umfangsrichtung zwischen den Zahnsegmenten 12 am Außenumfang Aussparungen 16 (Figur 3)vorgesehen, die jeweils eine konkave bogenförmige Wölbung bilden. Zur weiteren Masse- bzw. Gewichtsreduzierung sind in einem radial mittleren Bereich zwischen den Aussparungen 16 radial außen und den Aufnahmeöffnungen 13 radial innen kreisrunde Durchganglöcher 17 ausgebildet.
1
1 Zentralwelle
2 Hohlrad
3 Hohlrad
4 Planetenrad
5 Planetenradträger
6 Antriebsscheibe
7 Antriebsscheibe
8 Antriebsscheibe
9 Exzenter
10 Exzenter
11 Exzenter
12 Zahnsegment
13 Aufnahmeöffnung
14 Kreislinie
15 Mittelachse
16 Aussparung
17 Durchgangsloch
δ Winkel
Υ Öffnungswinkel
AC Eingriffslänge
Α Einlaufpunkt
C Wälzpunkt
Kopfkreisdurchmesser w Wälzkreisdurchmesser
Figure imgf000012_0001

Claims

1. Kreisschiebeplanetenradgetriebe mit einer Zentratwelle (1), mit zumindest einem gehäusefest angeordneten Hohlrad (2), einem Satz Planetenräder (4) im Eingriff mit dem Hohlrad (2), einem drehbar abgestützten Planetenradträger (5), auf dem die Planetenräder (4) gelagert sind, und mehreren axial hintereinander angeordneten Antriebsscheiben (6, 7, 8) zum Antrieb der Planetenräder (4), wobei die An- triebsscheiben (6, 7, 8) zur Ausführung einer Kreisschiebebewegung exzentrisch auf der Zentratwelle (1) gelagert sind, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsscheiben (6, 7, 8) jeweils bei Ausführung der Kreisschiebebewegung zu jedem Zeitpunkt mit zumindest zwei Planetenrädem (4) in Eingriff stehen, wobei die Antriebsscheiben (6, 7. 8) jeweils zum Eingriff mit drei Planetenrädem (4) drei mit diesen korrespondierende konkave kreisbogenförmige Zahnsegmente (12) mit In- nenverzahnungen am Außenumfang bilden, die jeweils einen Öffnungswinke! (y) aufweisen, der größer ist als 180° oder die Antriebsscheiben (6, 7, 8)) jeweils zum Eingriff mit vier Planetenrädem (4) vier mit diesen korrespondierende konkave kreisbogenförmige Zahnsegmente (12) mit Innenverzahnungen am Außenumfang bilden, die jeweils einen Öffnungswinkel (v) aufweisen, der größer ist als 150°.
2. Kreisschiebeplanetenradgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsscheiben (6, 7, 8) jeweils zum Eingriff mit den Planetenrädem (4) am Außenumfang konkave kreisbogenförmige Zahnsegmente (12) mit einer Innenverzahnung bilden, wobei die Innenverzahnungen von in Umfangsrichtung aufei- nanderfolgenden Zahnsegmenten (12) einen von der jeweiligen Position (j) der Zahnsegmente (12) abhängigen Zahnversatz um einen vorbestimmten Winkel ( δj) zueinander aufweisen.
3. Kreisschiebeplanetenradgetriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Zahnversatz der Innenverzahnungen der in Umfangsrichtung aufeinanderfolgenden Zahnsegmente (12) durch einen von der jeweiligen Position (j) der Zahnsegmente (12), der Zähnezahl ( ZH1) des ersten Hohlrads (2), der Zähnezahl ( ZEx) der Innenverzahnung der Zahnsegmente (12), der Anzahl ( PAnz) der Planetenräder (4) und der Übersetzung (i1) zwischen Antriebsscheiben (6, 7, 8) und Hohlrad (2) abhängigen Winkel ( δj) bestimmt ist, wobei gilt
V ™
Figure imgf000014_0001
4. Kreisschiebeplanetenradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet dass die Antriebsscheiben (6, 7, 8) jeweils zum Eingriff mit den Planetenrädern (4) am Außenumfang konkave kreisbogenförmige Zahnsegmente (12) mit Innenverzahnungen bilden, die jeweils einen vorbestimmten Öffnungswirv- kel (Y) aufweisen, der in Abhängigkeit von der Anzahl ( PAnz) der Planetenräder (4), der Lange der Eingriffslinie (AC) von ihrem Einlaufpunkt (A) bis zu ihrem Walzpunkt (C) zwischen der Außenverzahnung der Planetenräder (4) und der Innenverzahnung der Zahnsegmente (12) und in Abhängigkeit von Kopfkreis- und Wälzkreisdurchmesser
Figure imgf000014_0003
der Innenverzahnung der Zahnsegmente (12) be- stimmt ist, wobei gilt
Figure imgf000014_0002
/ U /
5. Kreisschiebeplanetenradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsscheiben (6, 7, 8) jeweils in Umfangsrichtung zwi- sehen den Zahnsegmenten (12) am Außenumfang Aussparungen (16) aufweisen.
6. Kreisschiebeplanetenradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsscheiben (6.7, 8) in einem radial mittleren Bereich zwischen den Aussparungen (16) am Außenumfang und einer zentralen Auf« nahmeofmung (13) radial innen Durchgangslöcher (17) aufweisen,
7. Kreisschiebeplanetenradgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsscheiben (6, 7, 8) in Blech ausgeführt und durch Stanzen hergestellt sind.
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Families Citing this family (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102014222253A1 (de) * 2014-10-31 2016-05-04 Robert Bosch Gmbh Handwerkzeugmaschinenvorrichtung
US10969001B2 (en) * 2017-07-21 2021-04-06 Textron Innovations Inc. Planet gear having failure mode optimized for continued planetary gear system operation
DE102017117692A1 (de) * 2017-08-04 2019-02-07 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Umlaufrädergetriebe
PL3688339T3 (pl) * 2017-09-26 2022-08-29 Keiper Seating Mechanisms Co., Ltd. Układ przekładni dla jednostki regulującej
US10923987B2 (en) 2019-02-28 2021-02-16 GM Global Technology Operations LLC Electrical system with cycloidal electric machine
US10804757B1 (en) 2019-04-01 2020-10-13 GM Global Technology Operations LLC Cycloidal reluctance motor with rotor electromagnets
US10811946B1 (en) 2019-04-02 2020-10-20 GM Global Technology Operations LLC Cycloidal reluctance motor with rotor permanent magnets
US10763772B1 (en) 2019-04-25 2020-09-01 GM Global Technology Operations LLC Excitation of cycloidal electric machine
US10855217B2 (en) 2019-04-26 2020-12-01 GM Global Technology Operations LLC Power electronics drive for cylcoidal electric machine
US11088607B2 (en) 2019-04-26 2021-08-10 GM Global Technology Operations LLC Axial flux machine with nutating rotor
CN112112940B (zh) * 2019-06-21 2022-03-29 宁波瀚晟传动技术有限公司 传动机构
CN113212634B (zh) * 2021-04-12 2023-02-03 南昌大学 一种自行车齿轮变速器以及使用该齿轮变速器的自行车

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19518160A1 (de) 1994-09-29 1996-04-04 Brosowitsch Josef Dipl Htl Ing Planetengetriebe
DE19709020A1 (de) * 1996-12-23 1997-11-06 Lothar Strach Zahnrad-Getriebe mit minimalem Gesamtumkehrspiel
DE10127676A1 (de) * 2001-06-10 2002-12-12 Lothar Strach Selbsthemmendes Kreisschub-Getriebe

Family Cites Families (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5211611A (en) * 1989-08-01 1993-05-18 American Power Equipment Company Planocentric drive mechanism
ATE161930T1 (de) * 1991-08-13 1998-01-15 Sumitomo Heavy Industries Getriebekonstruktion nach dem zykloideprinzip
CN2467485Y (zh) * 2001-03-20 2001-12-26 江卫敏 齿轮减速曳引机
CN104235273B (zh) * 2008-02-13 2017-04-12 蒂姆肯公司 具有安装在柔性销上的两个行星齿轮阵列的带有行星齿轮架扭曲变形补偿的行星齿轮系统
US8007396B2 (en) * 2008-08-25 2011-08-30 Ford Global Technologies, Llc Planetary transmission having common carrier for generating six forward and two reverse drive ratios
AT509468B1 (de) * 2010-05-07 2011-09-15 Karl Ronald Schoeller Planeten-differentialgetriebe mit excenter-getriebestufe
JP5696002B2 (ja) * 2011-08-23 2015-04-08 住友重機械工業株式会社 車輪駆動装置
CN102537238A (zh) * 2012-01-05 2012-07-04 宏万兵 一种行星齿轮无级变速结构

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19518160A1 (de) 1994-09-29 1996-04-04 Brosowitsch Josef Dipl Htl Ing Planetengetriebe
DE19709020A1 (de) * 1996-12-23 1997-11-06 Lothar Strach Zahnrad-Getriebe mit minimalem Gesamtumkehrspiel
DE10127676A1 (de) * 2001-06-10 2002-12-12 Lothar Strach Selbsthemmendes Kreisschub-Getriebe

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Publication number Publication date
DE102014213149A1 (de) 2016-01-07
US9890832B2 (en) 2018-02-13
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CN106662213A (zh) 2017-05-10

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