Die Verteilung der Antriebswellenleistung auf mehrere Zweige im Inneren eines Zahnradgetriebes und die anschliessende Zusammenfassung an der gemeinsamen Abtriebswelle bietet den Vorteil, dass sich die Kräfte und Drehmomente an den einzelnen Bauteilen und Zahneingriffsstellen verringern.
Voraussetzung ist allerdings eine äusserst präzise Herstellung der Zahnräder und der die Räder tragenden Lager und Abstützteile. Um mit normalen Fertigungstoleranzen auszukommen, wird beispielsweise bei Vorgelegegetrieben mit einer Verteilung auf zwei Vorgelegewellen auf eine Lagerung der Räder auf der Zentralwelle verzichtet. Auch bei Planetengetrieben ist es üblich, durch Fortlassen einer Lagerung des Innensonnenrades bzw. durch radial elastische Aufhängung der Planetenräder oder des Aussensonnenrades eine gleichmässige Verteilung der Zahnkräfte auf die Leistungsstränge zu erreichen.
Diese Massnahmen haben jedoch Nachteile zur Folge.
Durch radial nachgiebige Aufhängung treten Schwingungen mit Geräuschbildung auf. Ausserdem wird der Raumbedarf eines derartigen Getriebes grösser, weil die Lagerung der freien Räder möglichst weit vom Zahneingriff entfernt angeordnet werden muss.
Die Erfindung hat sich zur Aufgabe gesetzt, diese Nachteile zu beseitigen und eine innere Leistungsteilung bei Zahnradgetrieben anzuwenden, ohne dass weder eine über die normale Fertigungstoleranz hinausgehende Genauigkeit für die Herstellung der Einzelteile gefordert werden muss, noch dass infolge der freien Aufhängung der An- oder Abtriebsteile Schwingungen auftreten können.
Bei dem Zahnradgetriebe mit Leistungsverzweigung der Erfindung treibt ein schräg verzahntes Rad mindestens ein Element an, das einen mit dem treibenden Rad kämmenden Antriebszahnkranz und mindestens einen schrägverzahnten Abtriebszahnkranz aufweist, wobei die durch die Schrägverzahnungen auf die Zahnkränze ausgeübten Axialkräfte durch den belasteten Zahnkränzen eine Axialbewegung gestattende Federmittel aufgehoben werden.
Bei Anwendung dieser Massnahme können sämtliche Räder und Wellen des Getriebes in konventioneller Weise gelagert sein, und die Vorteile der Leistungsteilung voll ausgenutzt werden.
Bei einer Ausführungsform der Erfindung ist das angetriebene Element ein Zahnrad, welches den Antriebszahnkranz und einen Abtriebszahnkranz aufweist, welches Zahnrad auf Rollen oder Nadeln auf seiner Achse radial gelagert und auf wenigstens seiner der den Axialdruck aufnehmenden Feder zugekehrten Seite auf einem Axial-Wälzlager gelagert ist, dessen in Umfangsrichtung feststehender, sich auf der Druckfeder abstützender Ring mit Laufspiel auf der Achse sitzt. Bei einer weiteren Ausführungsform der Erfindung umfassen die Federmittel eine Tellerfeder.
Im folgenden ist die Erfindung an Ausführungsbeispielen anhand beiliegender Zeichnungen erläutert. In Fig. 1 ist im Längsschnitt ein Planetengetriebe dargestellt, bei dem die Leistungsverzweigung durch die Planetenräder erfolgt und diese axial federnd auf den Stegachsen gelagert sind. Fig. 2 zeigt schematisch ein Vorgelege-Lastkraftwagen-Getriebe mit 10 Vorwärts- und 2 Rückwärtsübersetzungen, bei dem zwei Vorgelegewellen angeordnet sind und die Räder der einen Vorgelegewelle axial federn können. In Fig. 3 ist ein Längsschnitt durch das Rad mit dem Antrieb, in Fig. 4 ein Querschnitt und in Fig. 5 ein in Fig. 4 mit E-F gekennzeichneter Schnitt durch Ritzel und Zwischenräder und deren Lagerung gezeigt.
Beim Planetengetriebe in Fig. 1 wird das Innensonnenrad 4 durch die mittels Nadellager 2 abgestützte Welle 1 in Richtung des Pfeiles 3 angetrieben. Wenn das durch Kugellager 6 im Gehäuse 7 gelagerte, innen verzahnte Aussensonnenrad 8 durch die Bandbremse 5 festgehalten wird, erfolgt der Abtrieb über den Steg 10, dessen Planetenräder 9 sich am Aussensonnenrad 8 abstützen, auf die Abtriebswelle 11, welche durch das Kugellager 12 im Gehäuse 7 gelagert ist. Steg und Abtriebswelle sind aus einem Stück angefertigt. Die mit gegenläufig schrägen Verzahnungen 91 und 92 ausgerüsteten Planetenräder 9 sind auf den Stegachsen 101 durch Nadellager 13 radial gelagert. Die federnde axiale Abstützung erfolgt über ein Axialkugellager 14, dessen Innenring 14t auf der Stegachse 101 gleiten kann, durch eine Tellerfeder 15, welche am Steg 10 anliegt.
Das in Fig. 2 schematisch wiedergegebene Lastkraftwagengetriebe ist ein kupplungsgeschaltetes Getriebe mit 10 Vorwärts- und 2 Rückwärtsgängen, das aus einem Vorgelegegetriebe 17-43 und einem Planetengetriebe 44 zusammengesetzt ist. Das Vorgelegegetriebe weist eine Leistungsverzweigung auf, welche darin besteht, dass zwei Vorgelegewellen mit schrägverzahnten Vorgelegerädern vorgesehen sind und die Vorgelegeräder der einen Vorgelegewelle axial federnd gelagert sind. Das Getriebe wird vom Motor über ein Kardangelenk 16 angetrieben. Das Eingangszahnrad 17 kämmt mit den Rädern 18 und 19 der beiden Vorgelegewellen, die mit weiteren Zahnrädern 20 bis 29 ausgerüstet sind.
Die Räder 20 und 21 sind dabei mit dem Zahnrad 30, die Räder 22 und 23 mit dem Zahnrad 31, die Räder 24 und 25 mit dem Zahnrad 32, die Räder 26 und 27 mit dem Zahnrad 33 und schliesslich die Räder 28 und 29 über die nicht mit dargestellten Umkehrräder 34, 35 mit dem Zahnrad 36 der Hauptwelle 37 im Eingriff. Mit der Hauptwelle 37 sind die Kupplungsträger 38, 39, 40 der Doppelschaltkupplungen 411/412, 421/422, 431/432 verbunden. Durch die Zahnräder und Schaltkupplungen werden insgesamt fünf Vorwärts- und eine Rückwärtsschaltstufe ermöglicht. Die Verdoppelung der Stufenzahl wird durch das Planetengetriebe 44 erreicht, dessen Aussensonnenrad 441 bei den ersten fünf Vorwärtsgängen durch die Bremse 442 festgehalten wird und bei den höheren fünf Gängen durch eine Kupplung 443 kurzgeschlossen ist.
Der Abtrieb erfolgt über ein weiteres Planetengetriebe 45, dessen Steg 451 mit der zum Anfahren dienenden, wassergelühlten Konusbremse 46 in Verbindung steht. Das Planetengetriebe 45 treibt vom Aussensonnenrad 452 über die Hohlwelle 47 das Ritzel 48 an, welches mit dem nicht mit dargestellten, auf das Verteilerdifferential wirkenden Antriebszahnrad kämmt.
Während die die Vorgelegeräder 18, 20, 22, 24, 26 und 28 tragende eine Vorgelegewelle eine starre Einheit mit den Rädem darstellt, ist die zweite Vorgelegewelle als Hohlwelle 49 ausgebildet, welche mit den Rädern 21, 23, 25, 27 und 29 starr verbunden und auf der fest im Getriebegehäuse angebrachten Achse 50 gegen den Druck der Kegelfeder 51 verschiebbar gelagert ist. Das gegenüber den Rädern 21, 23, 25, 27, 29 mit entgegengesetzten Zahnschräge verzahnte Antriebs- rad 19 ist mit der Hohlwelle 49 über eine Keilwellenverzahnung 491 axial verschiebbar verbunden und durch eine vorgespannte Kegelfeder 52 gehalten.
Bei einem in das Getriebe eingeleiteten Antriebsmoment und bei beispielsweise geschlossener Schaltkupplung 422 wird vom schrägverzahnten Antriebsrad 17 ein Teil des Antriebsmomentes über das Zahnrad 18 auf das Zahnrad 24 und von dort über das gekuppelte Zahnrad 32 auf die Hauptwelle 37 starr übertragen. Das ebenfalls angetriebene Zahnrad 19 überträgt die andere Hälfte der Antriebsleistung über die Keilwellenverzahnung 491 dadurch auf die Hohlwelle 49, dass sich die durch die Schrägverzahnung des Rades 19 erzeugte Axialkraft gegen Kegelfeder 52 abstützt. Das dem Rad 24 gegenüberliegende, ebenfalls mit dem eingekuppelten Rad 32 kämmende Zahnrad 25, das mit der Hohlwelle 49 fest verbunden ist und ebenfalls schräg verzahnt ist, stützt sich dabei gegen die Kegelfeder 51 ab.
In Fig. 3 bis 5 ist der Radantrieb für ein gelenktes Vorderrad eines schweren Nutzfahrzeuges wiedergegeben. Dort wirkt die Bremse auf die Antriebswelle und ist am nicht mit dargestellten Achsantrieb angeordnet. Um Gewicht einzusparen und den schmalen Raum zwischen Achsschenkel und Rad für die Übertragung der hohen Anfahr- und Bremsmomente auslegen zu können, erfolgt der Antrieb vom im Rad gelagerten Antriebsritzel leistungsverzweigt über zwei beidseitig federnd gelagerte Zwischenräder auf das mit dem Rad umlaufende, innen verzahnte Antriebsrad.
Bei dem Radantrieb Fig. 3, 4 und 5 erfolgt der Antrieb über die Gelenkwelle 53, welche auf der wageninneren, nicht mit dargestellten Seite mit dem Achsantrieb und der übersetzt laufenden Bremse verbunden ist. Das Doppelgelenk 54 treibt das durch Schrägrollenlager 55 und 56 gelagerte schrägverzahnte Ritzel 57 an, welches mit den Verzahnungen 58t und 59t der Zwischenräder 58 und 59 kämmt. Die gegenläufig schrägen Zähne 582 und 592 der Zwischenräder 58 und 59 greifen in die Innenverzahnung des Glockenrades 60 ein und sorgen für die gleichmässige Verteilung der Zahnkräfte auf vier Eingriffe. Damit die gleichmässige Zahndruckverteilung in beiden Drehrichtungen, also bei antreibendem wie angetriebenem Ritzel erfolgt, sind die Zwischenräder 58 und 59, wie aus Fig. 5 zu entnehmen ist, auf beiden Seiten federnd abgestützt.
Radial sind die Zwischenräder 58 und 59 durch Nadellager 61 und 62 gelagert, axial durch die Druckkugellager 63 und 64 bzw. 65 und 66. Die mit Laufsitz auf den Achsen 67 und 68 zentrierten Laufringe 63t, 64t bzw.
65t, 66t stützen sich an vorgespannten Tellerfedern 69, 70, 71 und 72 ab.
Das Ritzel 57 ist auf der Gelenkseite durch das Schrägrollenlager 56 im Achsschenkel 73 und auf der gegenüberliegenden Seite durch das im Haltebügel 74 befestigte Schrägrollenlager 55 gelagert. Der Haltebügel 74, der auch zusammen mit dem Achsschenkel die Zwischenrad-Achsen 67 und 68 trägt, ist mit dem Achsschenkel 73 verschraubt. Der Achsschenkelzapfen 73t trägt über die Schrägrollenlager 75 und 76 den gegossenen Radkörper 77, an dem in üblicher Weise die Felge 78 befestigt ist und mit dem das innenverzahnte Glockenrad 60 verschraubt ist. Auf der dem Zapfen 73t gegenüberliegenden Seite trägt der Achsschenkel 73 die Fortsätze 732 und 733, an denen er schwenkbar an der Achse 79 aufgehängt ist.
Der Raum zwischen Achsschenkel und Radkörper, in welchem das Ritzel 57 mit den beiden Zwischenrädern 58 und 59 sowie Glockenrad 60 untergebracht sind, ist durch den mit dem Achsschenkel verschraubten Blechdeckel 80 mit Dichtungsring 81 abgeschlossen.
The distribution of the drive shaft power to several branches inside a gear transmission and the subsequent combination on the common output shaft offers the advantage that the forces and torques on the individual components and tooth engagement points are reduced.
A prerequisite, however, is an extremely precise manufacture of the gears and the bearings and support parts that carry the wheels. In order to get by with normal manufacturing tolerances, for example, in countershaft transmissions with a distribution between two countershafts, the wheels are not supported on the central shaft. In the case of planetary gears, too, it is customary to achieve a uniform distribution of the tooth forces on the power lines by omitting a bearing for the inner sun gear or by means of a radially elastic suspension of the planet gears or the outer sun gear.
However, these measures have disadvantages.
Due to the radially flexible suspension, vibrations and noise occur. In addition, the space required for such a transmission is greater because the bearing of the free wheels must be arranged as far away as possible from the meshing of the teeth.
The invention has set itself the task of eliminating these disadvantages and using an internal power division in gear transmissions without the need for an accuracy beyond the normal manufacturing tolerance for the manufacture of the individual parts, nor that due to the free suspension of the input or output parts Vibrations can occur.
In the gear transmission with power split of the invention, a helically toothed wheel drives at least one element which has a drive ring gear meshing with the driving wheel and at least one helically toothed output ring gear, the axial forces exerted by the helical gears on the ring gears allowing an axial movement through the loaded ring gears To get picked up.
When this measure is used, all of the gears and shafts of the transmission can be mounted in a conventional manner and the advantages of the power sharing can be fully utilized.
In one embodiment of the invention, the driven element is a gearwheel which has the drive gear rim and a driven gear rim, which gear wheel is mounted radially on rollers or needles on its axis and is mounted on an axial roller bearing on at least its side facing the spring which absorbs the axial pressure, whose ring, which is fixed in the circumferential direction and is supported on the compression spring, sits on the axle with running play. In a further embodiment of the invention, the spring means comprise a plate spring.
In the following the invention is explained using exemplary embodiments with reference to the accompanying drawings. In Fig. 1, a planetary gear is shown in longitudinal section, in which the power split takes place through the planet gears and these are axially resiliently mounted on the web axles. Fig. 2 shows schematically a countershaft truck transmission with 10 forward and 2 reverse ratios, in which two countershafts are arranged and the wheels of one countershaft can spring axially. FIG. 3 shows a longitudinal section through the wheel with the drive, FIG. 4 shows a cross section and FIG. 5 shows a section through pinions and intermediate wheels and their bearings, identified by E-F in FIG. 4.
In the planetary gear in FIG. 1, the inner sun gear 4 is driven in the direction of the arrow 3 by the shaft 1 supported by the needle bearing 2. When the internally toothed outer sun gear 8, which is supported by ball bearings 6 in the housing 7, is held by the band brake 5, the output takes place via the web 10, the planet gears 9 of which are supported on the outer sun gear 8, to the output shaft 11, which is supported by the ball bearing 12 in the housing 7 is stored. The web and output shaft are made from one piece. The planet gears 9, which are equipped with oppositely inclined toothings 91 and 92, are mounted radially on the web axles 101 by needle bearings 13. The resilient axial support takes place via an axial ball bearing 14, the inner ring 14t of which can slide on the web axle 101, by a plate spring 15 which rests on the web 10.
The truck transmission shown schematically in FIG. 2 is a clutch-shifted transmission with 10 forward and 2 reverse gears, which is composed of a countershaft transmission 17-43 and a planetary gear 44. The countershaft transmission has a power split, which consists in that two countershafts with helical countershaft gears are provided and the countershafts of one countershaft are axially resiliently mounted. The transmission is driven by the motor via a cardan joint 16. The input gear 17 meshes with the gears 18 and 19 of the two countershafts, which are equipped with further gears 20 to 29.
The wheels 20 and 21 are with the gear 30, the wheels 22 and 23 with the gear 31, the wheels 24 and 25 with the gear 32, the wheels 26 and 27 with the gear 33 and finally the wheels 28 and 29 via the Reversing gears 34, 35, not shown, mesh with the gearwheel 36 of the main shaft 37. The clutch carriers 38, 39, 40 of the double shift clutches 411/412, 421/422, 431/432 are connected to the main shaft 37. The gears and clutches enable a total of five forward and one reverse gear stages. The number of stages is doubled by means of the planetary gear 44, the outer sun gear 441 of which is held in place by the brake 442 in the first five forward gears and is short-circuited by a clutch 443 in the higher five gears.
The output takes place via a further planetary gear 45, the web 451 of which is connected to the water-cooled cone brake 46 which is used for starting. The planetary gear 45 drives the pinion 48 from the external sun gear 452 via the hollow shaft 47, which pinion meshes with the drive gear, not shown, which acts on the transfer differential.
While the countershaft carrying the countershaft gears 18, 20, 22, 24, 26 and 28 represents a rigid unit with the gears, the second countershaft is designed as a hollow shaft 49, which is rigidly connected to the gears 21, 23, 25, 27 and 29 and is mounted displaceably against the pressure of the conical spring 51 on the shaft 50 which is fixedly attached in the gear housing. The drive wheel 19, which is toothed with opposing tooth inclination compared to the wheels 21, 23, 25, 27, 29, is connected to the hollow shaft 49 in an axially displaceable manner via a spline 491 and is held by a pretensioned conical spring 52.
With a drive torque introduced into the transmission and with the clutch 422 closed, for example, part of the drive torque is transmitted rigidly from the helical drive wheel 17 via the gear 18 to the gear 24 and from there via the coupled gear 32 to the main shaft 37. The gear 19, which is also driven, transmits the other half of the drive power via the splines 491 to the hollow shaft 49 in that the axial force generated by the helical teeth of the wheel 19 is supported against the conical spring 52. The gear wheel 25, which is opposite the wheel 24 and also meshes with the coupled wheel 32, which is firmly connected to the hollow shaft 49 and is also toothed at an angle, is supported against the conical spring 51.
In Fig. 3 to 5, the wheel drive for a steered front wheel of a heavy utility vehicle is shown. There the brake acts on the drive shaft and is arranged on the axle drive (not shown). In order to save weight and to be able to design the narrow space between the steering knuckle and the wheel for the transmission of the high starting and braking torques, the drive from the drive pinion mounted in the wheel is power-split via two intermediate wheels with spring-mounted bearings on both sides to the internally toothed drive wheel that rotates with the wheel.
In the wheel drive Fig. 3, 4 and 5, the drive takes place via the cardan shaft 53, which is connected on the inside of the car, not shown with the axle drive and the geared running brake. The double joint 54 drives the helical-toothed pinion 57 supported by angular roller bearings 55 and 56, which meshes with the teeth 58t and 59t of the intermediate gears 58 and 59. The opposing inclined teeth 582 and 592 of the intermediate gears 58 and 59 mesh with the internal teeth of the bell wheel 60 and ensure that the tooth forces are evenly distributed over four meshes. So that the even tooth pressure distribution takes place in both directions of rotation, that is to say with a driving and driven pinion, the intermediate gears 58 and 59, as can be seen from FIG. 5, are resiliently supported on both sides.
The intermediate gears 58 and 59 are supported radially by needle bearings 61 and 62, axially by the thrust ball bearings 63 and 64 or 65 and 66. The races 63t, 64t or
65t, 66t are supported on pretensioned disc springs 69, 70, 71 and 72.
The pinion 57 is supported on the joint side by the angular roller bearing 56 in the stub axle 73 and on the opposite side by the angular roller bearing 55 fastened in the retaining bracket 74. The retaining bracket 74, which also carries the idler axles 67 and 68 together with the steering knuckle, is screwed to the steering knuckle 73. The stub axle journal 73t carries the cast wheel body 77 via the angular roller bearings 75 and 76, to which the rim 78 is fastened in the usual way and to which the internally toothed bell wheel 60 is screwed. On the side opposite the pin 73t, the stub axle 73 carries the extensions 732 and 733, on which it is pivotably suspended on the axle 79.
The space between the steering knuckle and the wheel body, in which the pinion 57 with the two intermediate gears 58 and 59 and the bell wheel 60 are accommodated, is closed by the sheet metal cover 80 with sealing ring 81 screwed to the steering knuckle.