DE3935422A1 - Kreisbogengetriebe - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich gemäß dem Oberbegriff des An­ spruchs 1 auf ein Kreisbogengetriebe mit der Drehübersetzung von 1 : 1, wie es beispielsweise bei dem der Fachwelt bekannten Cyclo-Getriebe verwendet wird, zur 1 : 1 Weiterleitung (Kopp­ lung) des Drehmoments und der Drehzahl von einer exzentrisch (oder im Achsabstand) zur anderen sich um ihre eigene Achse drehenden Welle. Der Radius der konkaven Flächen ist vorzugs­ weise um die Exzentrizität (den Achsabstand) größer als der­ jenige der konvexen Flächen. Ein solches Getriebe vermeidet in der Regel die lange Bauweise einer Kardanwelle, die ja be­ kanntlich bei annähernd parallel angeordneten Wellen die gleiche Aufgabe erfüllen würde. Verwendet werden solche Ge­ triebe neuerdings auch bei hydrostatischen Kreiskolbenmaschi­ nen großen Schluckvolumens nach dem sogenannten "Orbit"- Prinzip zum Verdrehfesthalten eines der beiden, eine Exzen­ terbewegung ausführenden Organe des Verdrängergetriebes, dies insbesondere dann, wenn dort eine sogenannte Eaton-Verzahnung vorgesehen ist.

Wie schon erwähnt, liegt ein wesentlicher Vorteil solcher Kreisbogengetriebe in ihrer äußerst kurzen Bauweise und in ihrer Fähigkeit, bei versetzt gelagerten Wellen die Drehzahl in jeder Drehwinkellage exakt konstant von der einen Welle auf die andere zu übertragen. Problematisch sind jedoch bei den bekannten Ausführungen die erforderlichen großen Teil­ kreisdurchmesser für die Kraftübertragungsflächen und die ho­ hen Hertz′schen Pressungen an den Eingriffsstellen bei der Übertragung hoher Drehmomente. Da ferner der aktive Eingriffs­ bereich der Kraftübertragungsflächen systembedingt verhält­ nismäßig klein ist, ist der erforderliche Bauraum im Ver­ gleich zum Nutzen schlußendlich doch recht groß. Dies zeigt sich deutlich z.B. auch bei dem Getriebe nach der DE-OS- 20 07 853. Um dort einen genügend großen Überdeckungsgrad zu erreichen, muß die Zähnezahl erhöht weden. Dies bringt aber nachteiligerweise automatisch wieder eine Vergrößerung des Durchmessers des gesamten Getriebes und somit seiner Baugrö­ ße mit sich. Bei manchen Getrieben ist jedoch eine solche Vergrößerung nicht vertretbar, weshalb dort bisher wieder auf kardanische Lösungen zurückgegriffen werden mußte.

Die Erfindung stellt sich die Aufgabe, ein solches gattungs­ gemäßes Getriebe zu verbessern, indem es den erforderlichen Bauraum in radialer Richtung verkleinert und die Hertz′schen Pressungen wesentlich heruntersetzt. Ferner soll die Herstel­ lung solcher Getriebe verbilligt werden. Durch günstige Schmierfilmausbildung an den kraftübertragenden Eingriffs­ stellen sollen darüber hinaus der Wirkungsgrad, der Ver­ schleiß und durch optimalen Überdeckungsgrad die Laufruhe verbessert werden.

Dies wird erfindungsgemäß durch das im kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 angegebene Merkmal erreicht.

Zweckmäßige Ausführungsformen sind in den die Merkmalen der Unteransprüche beschrieben.

Durch die (beim Getriebe gemäß der Erfindung) einander durchdringenden, die kräfteübertragenden, konkaven und konve­ xen Arbeitsflächen enthaltenden Zylindermantelflächen entste­ hen an den Eingriffsstellen wesentlich größere Krümmungsra­ dien, so daß die Schmierung der einander berührenden Kraft­ übertragungsflächen, bzw. der entsprechenden Zahnflanken, verbessert wird. Somit ist die Gefahr der Materialermüdung verringert, die Erwärmung reduziert und die Ausbildung eines tragfähigen Schmierfilms verbessert. Der Überdeckungsgrad ist optimal, so daß Vibrationen verhindert werden.

Die Folge ist eine höhere Belastbarkeit des Getriebes und eine bessere Laufruhe. Zudem fallen alle raumverzehrenden Be­ reiche der die Zahnflanken bildenden Zylindermantelflächen durch die Überschneidung weg und es bleiben die eingriffsak­ tiven Umfangsbereiche stehen. Dies wird durch das Merkmal des Anspruches 2 erreicht.

Das Kreisbogengetriebe wird somit zu einem echten Zahnradge­ triebe, indem die zahnförmigen Kraftübertragungsflächen (7, 8) eine miteinander im schlupffreien Eingriff stehende Innen- und Außenverzahnung als Zahnradinnengetriebe mit gleicher Zähnezahl beider Zahnräder (Zähnezahldifferenz Null) bilden. Je nach Verwendungszweck wird man die Lage der Mittelachse der die Arbeitsflächen bildenden Zylinder relativ zur Ein­ griffslinie verschieden auswählen.

Bei einem Getriebe mit hoher Drehmomentübertragung ist es zweckmäßig, daß die eingriffsaktiven Bereiche der kreis­ zylindrischen Kraftübertragungsflächen (7, 8) (Zahnflanken) innerhalb der Teilkreise der Kreiszylinder liegen. Dadurch entstehen dreieckförmige Zähne an beiden Rädern mit einem sehr stabilen Zahnfuß. Man kann hier die Radien der Kreiszy­ linder groß wählen, ohne daß sich die Abmessungen des Ge­ triebes wesentlich vergrößern. Somit entstehen Zahnflanken mit guter Schmiegung und, wie schon erläutert, mit hoher Tragfähigkeit.

Möchte man dagegen auf kleinstem Bauraum, z.B. nur zu Steuer­ zwecken, ein Getriebe schaffen, dann empfiehlt es sich, daß die angriffsaktiven Bereiche der kreiszylindrischen Kraft­ übertragungsflächen (7, 8) (Zahnflanken) außerhalb der Teil­ kreise der Kreiszylinder liegen. Hiebei entstehen bei der In­ nenverzahnung konkave und bei der zugehörigen Außenverzah­ nung konvexe Zahnflanken, wobei aber die Außenzähne schwach werden. Ein solches Getriebe eignet sich somit nur zu Über­ tragung kleiner Drehmomente, wie man es z.B. zum Antrieb ein­ es Drehkommutators bei den eingangs erwähnten hydrostatischen Kreiskolbenmaschinen benötigt.

Selbstverständlich muß nicht jede der beiden Getriebewellen im Getriebe um ihre Achse drehbar angeordnet sein. So kann beispielsweise das Hohlrad Bestandteil des feststehenden Ge­ triebegehäuses sein, so daß das außenverzahnte Gegenrad le­ diglich eine Exzenterbewegung, jedoch keine Drehbewegung um die eigene Achse ausführen kann. Bei Cyclo-Getrieben mit ho­ her Exzentrizität oder bei den schon erwähnten hydrostati­ schen Kreiskolbengetrieben mit großem Schluckvolumen über­ nimmt dann das erfindungsgemäße Getriebe die Übertragung des Reaktionsmomentes an das Gehäuse.

Beim erfindungsgemäßen Getriebe gemäß Anspruch 4 wäre hin­ gegen eine Ausführung denkbar, bei der das Hohlrad auch am Außenumfang eine sogenannte Trochoidenverzahnung aufweist, die in eine entsprechende Innenverzahnung am Gehäuse ein­ greift, die einen Zahn mehr aufweist. Wird nun in diesem Fal­ le das Hohlrad durch eine Exzenterwelle zu einer Kreisbewe­ gung gezwungen, dann arbeitet das außenverzahnte Gegenrad als langsamlaufende Abtriebswelle mit hohem Drehmoment, wie beim schon erwähnten Cyclo-Getriebe.

Anspruch 9 kennzeichnet ein Getriebe in optimaler Anordnung in Bezug auf Baugröße, Überdeckungsgrad und Kraftübertra­ gung. Zwei mögliche Varianten dazu sind in den Fig. 4 und 6 dargestellt. Natürlich sind jedoch auch beliebig andere Zäh­ nezahlen denkbar, ohne den Rahmen der Erfindung zu ver­ lassen.

In der Zeichnung ist die Erfindung in zwei bevorzugten Aus­ führungsformen beispielhaft dargestellt, und zwar zeigen

Fig. 1 einen Längsschnitt durch ein bekanntes Getriebe aus dem Stand der Technik gemäß dem Oberbegriff des An­ spruches 1;

Fig. 2 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie A-A in Fig. 1;

Fig. 3 einen Längsschnitt durch eine erste Ausführungsform des erfindungsgemäßen Getriebes;

Fig. 4 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie B-B in Fig. 3; und

Fig. 5 einen Längsschnitt durch eine zweite mögliche Ausfüh­ rungsform, und

Fig. 6 einen Querschnitt entlang einer Schnittlinie C-C der Fig. 5.

Um die kinematische Analogie des erfindungsgemäßen Getriebes mit der bekannten Form zu verdeutlichen, wurden in Fig. 1 und Fig. 2 die wesentlichen Merkmale für die Kraftübertragungs­ flächen eingetragen, und zwar wurde mit 1 die Antriebswelle mit den konkaven Kraftübertragungsflächen (8, 7′), in diesem Falle kreiszylindrischen Bohrungen mit dem Radius R bezeich­ net. Die Abtriebswelle 3 besitzt die mit diesen Flächen (8, 7′) zusammenwirkenden, in diese eingreifenden, konvexen Gegenflächen (7, 8′) als kreiszylindrische Bolzen 4 mit dem Radius r. Die Bohrungen 2 und die Bolzen 4 sind bevorzugt gleichmäßig auf Teilkreisen 5 und 6 mit einem Radius Ro ver­ teilt angeordnet, wobei beide Wellen und somit auch die Teil­ kreise parallel um die Exzentrizität e (Achsabstand) versetzt sind. Da der Durchmesser der Bohrungen 2 um die zweifache Ex­ zentrizität größer ist als der Durchmesser der Bolzen 4, können sich trotz axialer Verschiebung beide Wellen ungehin­ dert um ihre eigene Achse drehen. Die Bolzen 4 und die Boh­ rungen 2 sorgen dafür, daß beide Wellen stets exakt ineinan­ der die gleiche Drehwinkellage besitzen, soferne die Übertra­ gungsflächen (7, 8) spielfrei sind. Antriebs- und Abtriebswel­ len sind natürlich vertauschbar.

In den Fig. 3 bis 6 sind die analogen Organe zur Kraft- und Drehwinkelübertragung von einer Welle auf die andere mit den gleichen Buchstaben bezeichnet wie in den Fig. 1 und 2 des bekannten Getriebes, so daß die gleiche Funktion offensicht­ lich ist. Hierbei deuten die strichpunktierten Kreise mit Ra­ dius r und R die Bolzen- bzw. Bohrungsdurchmesser der mit­ einander im Eingriff stehenden kreiszylindrischen Kraftüber­ tragungsflächen (7, 8) an. Tatsächlich sind es jedoch bei der Erfindung Zahnflankenausbildungen mit den entsprechenden Ra­ dien R bzw. r mit den Mittelpunkten an theoretischen Teil­ kreisradien 5, 6, die allerdings außerhalb des Getriebes lie­ gen, mit um die Exzentrizität e verschobenen Mittelpunkten. Dadurch, daß die gedachten Kreiszylinder benachbarter kreis­ zylindrischer Flächen einander durchdringen, entsteht bei beiden Wellenstücken jeweils eine Innen- und eine Außenver­ zahnung, also ein Innenzahnradgetriebe mit der Zähnezahldif­ ferenz Null bei einer Übersetzung von 1 : 1.

Bei Fig. 6 liegen die Teilkreise 5 und 6 wieder innerhalb des Getriebes. Dafür sind die konkave bzw. konvexe Ausbildung der Zahnflanken umgekehrt zu jenen nach Fig. 4. Wie man aus den Fig. 4 und 6 erkennen kann, muß der Konstrukteur die Verhält­ nisse der Radien Ro, e, R und r so auswählen, daß nach Mög­ lichkeit in jeder Winkellage reelle Berührungs- (Eingriffs-) Punkte B und B′ aufscheinen, was keineswegs bei jeder Ver­ hältniswahl der Fall ist. Man muß somit ein solches Getrie­ be, wie dies bei anderen Getrieben üblich ist, je nach Grö­ ße, Exzentrizität und Zähnezahl "entwerfen", damit optimale Eingriffsverhältnisse erzielt werden.

Wie man anhand dieser beiden Figuren sehr schön erkennen kann, wird bei den Eingriffspunkten B und B′, die sich aus der Berührung der Radien R bzw. r der Zahnflanken ergeben, eine hervorragende Schmiegung der Zahnflanken erzielt. Man kann somit in der Praxis davon ausgehen, daß sogar auch dann noch brauchbare Eingriffverhältnisse herrschen,wenn der theo­ retische Berührungspunkt (B, B′) etwas außerhalb der aktiven Zahnflanke zu liegen kommt. Diese Verhältnisse können dann eintreten, wenn bei der Konstruktion Zwänge gegeben sind, die eine optimale Konstruktion nicht zulassen, beispielsweise bei zu großer Exzentrizität bei gegebenem Teilkreis Ro.

In der Ausführung gemäß Fig. 4 überspannt der Radius R nur zwei Hohlradzähne, was nicht zwingend ist. Er kann auch 3 oder mehr Zähne überspannen. Ähnliches gilt auch für das Ge­ triebe gemäß Fig. 6.

Im Rahmen der Erfindung liegen noch weit mehr denkbare Vari­ anten und Anwendungsfälle. Beispielhaft soll daraus nur noch die schon angedeutete Anwendung beim Drehantrieb des Kommu­ tators bei hydrostatischen oder aerostatischen Kreiskolbenma­ schinen werden. Hierbei wäre beispielsweise in Fig. 6 das au­ ßenverzahnte Hohlrad Bestandteil des Kreiskolbens. Denkbar wäre auch beispielsweise eine aerostatische oder hydrostati­ sche Kreiskolbenmaschine, bei der das Hohlrad analog der Fig. 4 ausgebildet ist, und wobei der Kreiskolben auf der An- bzw. Abtriebswelle des Drehkommutators liegt. Die bisher bei solchen Maschinen üblichen taumelnden Kardanwellen können so­ mit entfallen.

Nicht näher dargestellt, da jedem Fachmann bekannt, sind die Mittel zur axialen Lagesicherung der An- bzw. Abtriebswelle zueinander, die sich aus der Umbauung einer gesamten Anlage bzw. Maschine ergeben.

Bezugszeichenliste

 1 Antriebswelle
 2 Kraftübertragungsflächen (7, 8) (= Bohrungen)
 3 Abtriebswelle
 4 Bolzen
 5 Teilkreis
 6 Teilkreis
 7 kreiszylindrische Fläche
 8 kreiszylindrische Fläche
 9 Innenverzahnung
10 Außenverzahnung
R Radius
r Radius der Bolzen
Ro Radius des Teilkreises
e Exzentrizität
B, B′ Berührungspunkte

Claims (9)

1. Kreisbogengetriebe mit einer Drehübersetzung von 1 zu 1, mit zwei exzentrisch - jedoch parallel zueinander - angeordneten Wellen (1, 3) für Antrieb und Abtrieb, wobei auf jeder Welle (1, 3) auf gleichem Teilkreisdurchmesser (5, 6) gleichmäßig verteilte, ineinander greifende konkave und konvexe, auf Kreiszylindermantelflächen (2, 4) liegende Kraftübertragungs­ flächen (7, 8) gleicher Anzahl angeordnet sind, wobei der Ra­ dius (R) der konkaven Flächen (8, 7′) größer ist als der Ra­ dius (r) der konvexen Flächen (7, 8′), dadurch gekennzeichnet, daß die Zylindermantelflächen (2, 4) zweier zum Eingriff mit­ einander bestimmter Kraftübertragungsflächen (7, 8) gleich­ sinnig (jeweils eine konkav und die andere konvex) sind und daß das Verhältnis der Radien (R) und (r) zum Teilkreis­ durchmesser (5, 6) je mindestens 30% beträgt.

2. Kreisbogengetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Zylindermantelflächen (2, 4) auf den jeweiligen Wel­ len (1, 3) zahnförmige, voneinander gleichmäßig beabstandete Kraftübertragungsflächen (7, 8) bilden, die an ihrem achssei­ tig abliegenden Ende eine Kante - entsprechend der Schnitt­ linie von je zwei benachbarten konkaven (2) oder konvexen (4) Zylindermantelflächen - bilden.

3. Kreisbogengetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Kraftübertragungsflächen (7, 8) auf Zahn­ flanken je einer miteinander im schlupffreien Eingriff ste­ henden Innen- und Außenverzahnung (9, 10) eines Zahnradinnen­ getriebes mit gleicher Zähnezahl ausgebildet sind, wobei das Verhältnis des Radius (R) der konkaven Flächen (7) zum Teil­ kreisdurchmesser (5) mehr als 60% und das Verhältnis des Ra­ dius (r) der konvexen Flächen (8) zum Teilkreisdurchmesser (6) mindestens 50% beträgt.

4. Kreisbogengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, gekenn­ zeichnet durch wenigstens eines der folgenden Merkmale:
a) die Kraftübertragungsflächen (8′) liegen im wesentlichen außerhalb des Teilkreises (5), der die Achsen der diesen Flächen (8′) zugeordneten, durch die Flächen (2) ummantelten Kreiszylinder schneidet;
b) die Kraftübertragungsflächen (7′) liegen im wesentlichen außerhalb des Teilkreises (6), der die Achsen der diesen Flächen (7′) zugeordneten, durch die Flächen (4) ummantelten Kreiszylinder schneidet. (Fig. 6)

5. Kreisbogengetriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Welle (3) mit den konkaven Kraftübertragungsflächen (7, 8) ein Innenzahnrad bildet. (Fig. 5, 6)

6. Kreisbogengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, gekenn­ zeichnet durch wenigstens eines der folgenden Merkmale:
a) die Kraftübertragungsflächen (7) liegen im wesentlichen innerhalb des Teilkreises (5), der die Achsen der diesen Flä­ chen (7) zugeordneten, durch die Flächen (2) ummantelten Kreiszylinder schneidet;
b) die Kraftübertragungsflächen (8) liegen im wesentlichen innerhalb des Teilkreises (6), der die Achsen der diesen Flä­ chen (8) zugeordneten, durch die Flächen (4) ummantelten Kreiszylinder schneidet (Fig. 4);

7. Kreisbogengetriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Welle (3) mit den konvexen Kraftübertragungsflächen (7′) ein Innenzahnrad bildet, wobei das Verhältnis des Radius (R) der konkaven Flächen 8′ zum Teilkreisradius (RO) des Teilkreises (5) mehr als 80% und das Verhältnis des Radius (r) der konvexen Flächen (7′) zum Teilkreisradius (Ro) des Teilkreises (6) mehr als 70% beträgt (Fig. 3, 4).

8. Kreisbogengetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß zwei konvexe, bzw. zwei konkave Kraftübertragungsflächen (7, 8) auf je einer Zylindermantel­ fläche (2, 4) liegen, wobei vorzugsweise mindestens zwei, durch je gegenseitig gewölbte, aber benachbarte Kraftübertra­ gungsflächen (7, 8) gebildete Zähne innerhalb der betreffenden Zylindermantelfläche (2, 4) liegen.

9. Kreisbogengetriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß je Welle 11 Zähne vorgesehen sind.