DE1450696C - Ausgleichsgetriebe mit Schraub verzahnung - Google Patents

Description

Bei einem bekannten Ausgleichsgetriebe nach dem Ausgangspunkt der Erfindung (französische Patentschrift 768 330) weisen die Planetenräder zusätzlich zu der mit den Tellerrädern in Eingriff stehenden Verzahnung eine weitere Verzahnung auf, die der Verzahnung des Zwischenrades entspricht und mit dieser in Eingriff steht. Weiterhin treten bei diesem bekannten Ausgleichsgetriebe erhebliche axiale Belastungen der Lagerungen der Planetenräder auf, so daß entsprechend axial belastbare Lager in dem Planetenträger vorgesehen sein müssen. Hierdurch ergibt sich ein relativ großer Raumbedarf und eine aufwendige Konstruktion.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die übertragbare Leistung bei gleichen Abmessungen zu erhöhen und die Konstruktion zu vereinfachen.

Durch die erfindungsgemäße Ausbildung des Ausgleichsgetriebes ergibt sich auf Grund der Verwendung einer einzigen Verzahnung für die Planetenräder und das Zwischenrad eine erhebliche Vereinfachung und Verbilligung der Konstruktion im Hinblick auf die Herstellung der einzelnen Räder. Da das Zwischenrad bei dieser Ausbildung notwendigerweise die entgegengesetzte Gangrichtung aufweist, ergibt sich ein Ausgleich der axialen Reaktionskraft der Planetenräder in dem Planetenträger, so daß axial belastete Lager in dem Planetenträger entfallen.

Eine vorteilhafte Ausbildung der Planetenräder und der Zentral-Tellerräder ergibt sich dadurch, daß die Zähne der Schraubverzahnung auf ihren beiden Seiten unterschiedliche Zahnflankenwinkel von z. B. 32° und 20° aufweisen.

Weiterhin ist es vorteilhaft, daß mindestens zwischen einem der Tellerräder und dem Planetenträger eine Belastungsfeder zur Vorspannung der Getrieberäder angeordnet ist. Auf diese Weise ergibt sich bei einem Durchrutschen eines Rades eine Erhöhung der Antriebskraft und damit der Reibung, so daß sich eine Hemmung der Ausgleichswirkung ergibt.

ίο Zur Erzielung einer hohen übertragbaren Leistung ist es vorteilhaft, wenn die Achsen jedes Satzes der Ritzel in einer bezüglich der Längsachse der Antriebsachsen geneigten Ebene angeordnet sind, so daß sich ein minimaler Spiralwinkel beim Eingriff des Planetenrades mit dem zugehörigen Tellerrad ergibt.

Die Erfindung wird im folgenden an Hand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels noch näher erläutert.

In der Zeichnung zeigt

F i g. 1 eine teilweise geschnittene Längsansicht des Ausgleichsgetriebes,

F i g. 2 eine auseinandergezogene Ansicht des Ausgleichsgetriebes nach Fig. 1,

F i g. 3 eine zum Teil geschnittene Ansicht zur Darstellung der Beziehungen der Vorspannkraftkomponenten, die zwischen den miteinander kämmenden Planetenrädern und Tellerrädern des Ausgleichsgetriebes nach F i g. 1 wirksam sind,

F i g. 4 eine vergrößerte Darstellung der Kraftkomponenten im Ausgleichsgetriebe für gegebene Betriebsbedingungen,

F i g. 5 eine der F i g. 4 ähnliche Darstellung der Kraftkomponenten im Ausgleichsgetriebe für andere Betriebsbedingungen,

F i g. 6 Betriebskurven zum Vergleich des erfindungsgemäßen Ausgleichsgetriebes mit einem üblichen Ausgleichsgetriebe.

Das in den Fig. 1 und 2 dargestellte Ausgleichsgetriebe weist einen Planetenträger 8 auf, der auf zwei mit Abstand angeordneten Rollenlagern 9 gelagert ist, und einen Trägerblock 10 und äußere Tragflansche 11 aufweist.

Das Ausgleichsgetriebe ist von einem Gehäuse 12 umschlossen, welches in bekannter Weise an einem Fahrzeug angebracht ist. Der Planetenträger 8 wird durch ein Antriebstellerrad 13 angetrieben, das in bekannter Weise, wie z. B. mit Schrauben oder dergleichen am Planetenträger 8 befestigt ist. Das Antriebstellerrad 13 wird seinerseits mittels eines Antriebskegelrades 14 angetrieben, das auf einer Welle 15 befestigt ist, die ihrerseits mit einer nicht gezeigten Kraftübertragungseinrichtung in kraftschlüssiger Verbindung steht. In F i g. 3 werden der Planetenträger und das Antriebstellerrad 13 zur Erzielung größerer Klarheit und zu Erläuterungszwecken als aus einem Stück bestehendes Teil dargestellt.

Zwei mit Abstand voneinander angegeordnete und mit Schraubverzahnungen versehene Tellerräder 16 und 17 sind mit Hilfe von Keilnuten oder auf andere geeignete Weise an den inneren Enden von zwei Wellen 18 bzw. 19 befestigt, so daß sich die Tellerräder in axialer Richtung relativ zu den Wellen bewegen können. Weiterhin ragen die Wellen nach außen und erstrecken sich in Antriebsverbindung bis zu den (nicht gezeigten) Fahrzeugrädern. Vorzugsweise sind vier Sätze von je drei miteinander kämmenden Planetenrädern 20, 21 und 22 mit Schraubverzahnung

drehbar auf Stummelachsen 23, 24 und 25 an dem Planetenträger 8 befestigt.

Die Achsen eines jeden Satzes von Planetenrädern und die ihnen entsprechenden Stummelachsen sind vorzugsweise in einer Ebene angeordnet, die bezüglich der Längsachse des Planetenträgers 8 schräg geneigt ist.

Der Planetenträger 8 bzw. das Trägerteil 10 sind nach Art eines Triebstockes ausgebildet, um ausgeschnittene Abschnitte 26 zu bilden, in denen je ein Satz von fluchtenden schraubverzahnten Planetenrädern angeordnet ist. Wie es insbesondere aus Fig. 1 zu erkennen ist, ragen am Umfang liegende Abschnitte der äußeren schraubverzahnten Planetenräder 20 und 22 so weit aus den Flächen des Trägerteils 10 heraus, daß sie mit den Tellerrädern 16 bzw. 17 kämmen. Die Längsachsen der äußeren Planetenräder 20, 22, sind vorzugsweise bezüglich der Längsachsen der Tellerräder 16 symmetrisch hierzu versetzt, während die Längsachsen der mittleren Planetenräder 21 vorzugsweise derart angeordnet sind, daß sie im wesentlichen eine Linie schneiden, welche die Längsachsen der Tellerräder 16, 17 verbindet, d. h. die Längsachse des Planetenträgers 8 bzw. des Trägerteils 10.

Die Tellerräder 16, 17 bzw. die Planetenräder 20 bis 22 sind schraubenförmig versetzte und zylindrische Ritzel mit verschiedenen Druckwinkeln an den gegenüberliegenden Zahnflanken. Um das Kämmen zu erleichtern, bilden die Planetenräder 20und 22 eine Schraubenlinie, welche entgegengesetzt der Schraubenlinie des Planetenrades 21 gerichtet ist. Die Tellerräder 16 und 17 weisen notwendigerweise ebenfalls Zahnflanken mit verschiedenen Druckwinkeln auf und zwar derart, daß sie in geeigneter Weise mit den Zähnen der Planetenräder kämmen. Wie weiter unten noch näher beschrieben wird, ergibt sich auf Grund der verschiedenen Druckwinkel der Planetenräder und der Tellerräder eine fortschreitende Verminderung der Vorspannung derart, daß die kämmenden Planetenräder und Tellerräder mit einer vorherbestimmten Kraft zusammengedrückt werden, so daß ein Reibungswiderstand entsteht, der wirkungsvoll einer zu starken Ausgleichswirkung entgegenwirkt.

Durch diese versetzte Anordnung der Achsen der Planetenräder in bezug auf die Achse der Wellen 18, 19 kämmt jedes Planetenrad in einem ausgewählten Quadranten des Tellerrades, so daß sich ein gewünschter minimaler Spiralwinkel auf dem Planetenrad ergibt. Wenn, wie es beispielsweise in F i g. 1 gezeigt ist, ein Satz aus drei Planetenrädern 20 bis 22 verwendet wird, so wird der Antrieb von einem der oben ausgewählten Quadranten des Tellerrades 16 auf einen ähnlichen Quadranten des Tellerrades 17 übertragen.

Bei dieser Getriebeanordnung hebt sich der axiale Druck in den Planetenrädern auf und so entfällt die Notwendigkeit, schwere Druckringe oder ähnliches zu verwenden. Weiterhin ist die relative axiale Lage diener Art von Zahnradgetrieben in der gesamten Errichtung im allgemeinen nicht kritisch und es ist nicht erforderlich, das Trägerteil 10 bzw. den Planetenträger 8 als Präzisionsbauteil herzustellen.

Auf dem Planetenträger 8 bzw. das Trägerteil 10 wird eine Drehbewegung mittels der bereits beschriebenen Anordnung aus dem Antriebskegelrad 14 und dem Antriebstellerrad 13 übertragen. Wenn die (nicht gezeigten) Fahrzeugräder, die mit den Antriebswellen 18 und 19 verbunden sind, zum Zwecke des Antriebs des Fahrzeuges entsprechende Bodenhaftung haben, so drehen sich der Planetenträger 8 und die Tellerräder 16 und 17 und die Wellen als Einheit in normaler Weise. Bei diesen Betriebsbedingungen des Fahrzeuges drehen sich die Planetenräder 20 bis 22 nicht auf ihren Achsen 23 bis 25.

Wenn jedoch eines der Räder auf eine rutschende

ίο Oberfläche oder etwas ähnliches gelangt, so daß der Reibungskoeffizient zwischen dem Rad und dem Boden verringert wird, so setzt das' Ausgleichsgetriebe der Ausgleichswirkung einen Widerstand entgegen, so daß das Rad mit Bodenhaftung das Fahrzeug bewegen kann. Bei diesen Betriebsbedingungen des Fahrzeuges haben die Planetenräder 20 oder 22 das Bestreben, ihr kämmendes Tellerrad in ähnlicher Weise in Drehung zu versetzen, wie bei einem normalen Ausgleichsgetriebe.

Es ist insbesondere aus F i g. 2 zu erkennen, daß jeder Satz von Planetenrädern 20 und 22 eine bestimmte Verzahnung aufweist und in dem richtigen Quadranten des Bereiches für diese Verzahnung zwischen den Tellerrädern in bezug auf das zugehörige Tellerrad und in richtiger kämmender Beziehung dazu angeordnet ist, um eine entgegengesetzte Drehrichtung bei Betrachtung von der verzahnten Seite des Tellerrades um dessen Drehachse hervorgerufen. Im allgemeinen hängt der Widerstand gegen das Drehen eines Rades von dem Reibungswiderstand ab, der entsprechend der Gleitwirkung zwischen den Zähnen der Planetenräder und der Tellerräder auftritt. Da ein derartiger Reibungswiderstand eine unmittelbare Funktion der Zahnbelastung ist, ist es erwünscht, eine Vorspannung im Ausgleichsgetriebe vorzusehen, damit dem Rad mit guter Bodenhaftung Drehmoment übertragen werden kann, wenn das andere Rad nur wenig oder keine Bodenhaftung hat. Eine derartige Einrichtung zur Erzeugung der Vorspannung kann eine oder mehrere Tellerfedern 30 oder 31 umfassen, die entsprechend zwischen jedem Tellerrad 16 und 17 und dem Planetenträger angeordnet sind.

Wie oben bereits angedeutet wurde, ist diese An-Ordnung derart getroffen, daß die Tellerfedern so zusammengedrückt werden, daß sie die Tellerräder in kämmenden Eingriff mit den Planetenrädern drücken. Somit wird eine dazu ausreichende Kraft erzeugt, daß vorher bestimmte Belastungen oder Drücke auf die Getriebezähne ausgeübt werden, wie dies in den Kraftdiagrammen der F i g. 3 angezeigt ist. Die oben beschriebenen resultierenden Kräfte, die von den Pfeilen F₁, F.„ F., und F₄ angedeutet werden, sind so groß, daß sie der Relativdrehung zwischen den Tellerrädern 16 und 17 einen maximalen vorherbestimmten Reibungswiderstand entgegensetzen, so daß auf das Rad mit guter Bodenhaftung Drehmoment übertragen wird, wenn das andere Rad sich wegen schlechter Bodenhaftung zu drehen versucht.

^e° F i g. 6 gibt Betriebskurven wieder, bei denen das den Wellen übertragene Drehmoment gegen das dem Ausgleichsgetriebe eingegebene Drehmoment aufgetragen ist, und zwar für ein herkömmliches Getriebe mit und ohne Verwendung einer Reibungs-

6s einrichtung und für das beschriebene Ausgleichsgetriebe. Die Linie A ist die Kennlinie eines herkömmlichen Ausgleichsgetriebes, bei welchem das dem Ausgleichsgetriebe eingegebene Drehmoment nor-

malerweise gleichmäßig auf die zwei Räder des Fahrzeuges aufgeteilt wird. Dies bedeutet, daß, wenn das dem Ausgleichsgetriebe eingegebene Drehmoment 230 mKp beträgt, dann wird ein Drehmoment von 115 mKp auf jedes der beiden Räder übertragen. Bei einem Ausgleichsgetriebe dieser Art ist jedoch das dem Ausgleichsgetriebe eingegebene Drehmoment durch den Reibungskoeffizienten desjenigen Rades gegeben, welches die geringste Bodenhaftung aufweist.

Wenn beispielsweise eines der Räder auf eine schlüpfrige Oberfläche gerät, so daß der Reibungskoeffizient dort im wesentlichen auf Null geht, dann ist das demjenigen Rad, das noch Bodenhaftung aufweist, übertragene Drehmoment" nur gleich demjenigen, welches dazu erforderlich ist, das Rad auf der schlüpfrigen Bodenoberfläche zu drehen.

Das dem Ausgleichsgetriebe eingegebene Drehmoment ist dann auf den doppelten Wert desjenigen Drehmomentes begrenzt, welches zur Drehung des auf schlüpfriger Oberfläche rutschenden Rades notwendig ist. Die Verwendung einer Reibungswiderstandseinrichtung, wie beispielsweise einer Mehrscheiben-Packkupplung zu dem nicht vorgespannten Ausgleichsgetriebe ergibt eine Kurve, die im wesentlichen den gestrichelten Linien BC entspricht. Bei einem solchen Ausgleichgetriebe ist das dem nichtrutschenden Rad übertragene Drehmoment um einen Betrag erhöht, der proportional dem Wert des Reibungswiderstandes gegenüber der Ausgleichsgetriebe-Wirkungsweise ist.

Wenn beispielsweise ein auf schlüpfrigem Boden laufendes Rad eine solche Bodenhaftung aufweist, daß ein Drehmoment von 28 mKp entwickelt wird, dann zeigt die Projektion der dargestellten gestrichelten Linien von diesem Wert auf der Basis der Kurve zur Linie B, und zwar über der Linie C und zur Rückseite der Basis der Kurve, daß näherungsweise ein Drehmoment von 49,5 mKp auf das Rad mit guter Bodenhaftung übertragen würde. Diese Betriebsbedingungen würden es somit gestatten, daß das Ausgleichsgetriebe etwa ein Drehmoment von 78,5 mKp aufnimmt, und zwar als Gesamtdrehmoment, welches von den beiden Wellen aufgenommen wird. Aus der Kurve ist jedoch ersichtlich, daß, wenn die Zugkraft des einen Rades auf Null geht, dem Rad mit guter Bodenhaftung, d.h. mit gutemZug, ein sehr kleines Drehmoment übertragen wird, da die Einrichtung von der durch das rutschende Rad im Ausgleichsgetriebe hervorgerufenen Belastung abhängt, um den der Ausgleichswirkung entgegenwirkenden Reibungswiderstand zu erhöhen.

Die Verwendung einer Vorspannung von 17 mKp bei dem erfindungsgemäß ausgebildeten Ausgleichsgetriebe ergibt die Kurven D und E, welche eine wirkungsvolle Drehmomentübertragung durch das Differential zeigen, und zwar sogar bei schlechter Zugbedingung, d. h. Bodenhaftung eines Rades. Wenn beispielsweise das Rad, das den geringsten Reibungskoeffizienten hat, 29 mKp an Drehmoment aufnimmt, dann ergibt die Projektion der gestrichelten Linien dieses Punktes auf den Kurven D, E, daß entsprechend dieser Vorspannung ungefähr ein Drehmoment von 75 mKP auf das Rad mit guter Bodenhaftung übertragen wird. Dadurch kann das Differential eingangsseitig ein Drehmoment von etwa 104 mKp aufnehmen, bevor das Rad mit schlechter Bodenhaftung durchrutscht. Aus diesem Vergleich ergibt sich, daß das beschriebene Ausgleichsgetriebe in diesem Bereich äußerst geringer Bodenhaftung wesentlich wirkungsvoller ist als gebräuchliche Ausgleichsgetriebe. Es ist erwünscht, daß die Trennung der Linien D und E dieser Kurve des brauchbaren Bereiches über die wichtigsten Phasen des Fahrzeugbetriebes erhalten bleibt. Weiter ist es wünschenswert, daß im unteren Bereich der Kurve ein ausreichender Wert der Vorspannung gegeben ist, wobei ein Teil der Vor-Spannungswirkung am unteren Ende des Manövrierbereiches des Fahrzeuges fortschreitend vermindert wird. Der Rest dieser Vorspannungswirkung sollte wünschenswerterweise auch an einem Punkt entfernt werden, an dem die Belastung im Ausgleichsgetriebe gemäß dem eingegebenen Drehmoment dazu ausreicht, derjenigen Welle das notwendige Drehmoment zu übertragen, welcher am stärksten zieht.

Dieses erwünschte Verhalten ergibt sich durch die Ausbildung der Tellerräder 16 und 17 und der PIanetenräder 20 und 22. Durch die Ausbildung dieser Räder wirken während einer Richtung der relativen Drehung des Trägerteils 10, wie dies durch den Pfeil R in F i g. 3 angeordnet ist, die kämmenden Zähne des Tellerrades 16 und des Planetenrades 20 auf den Zahnflanken mit niedrigem Druckwinkel und die Zähne des Tellerrades 17 und des Planetenrades 22 wirken auf den Seiten der Zähne, die einen hohen Druckwinkel aufweisen. Auf diese Weise werden, wie dies in F i g. 4 dargestellt ist, die Kräfte F₁ und F₂

vergrößert, wenn das an das Ausgleichsgetriebe gegebene Drehmoment ansteigt. Die trennende Kraft F₅ wird bei einem gegebenen Anstieg der Kraft F₁ schneller größer als die trennende Kraft F₆ für ein proportionales Ansteigen der Kraft F₃. Auf diese

Weise wird die Vorspannung vollständig an dem Tellerrad 17 und dem Planetenrad 22 aufgenommen, bevor dies bei dem Tellerrad 16 und dem Planetenrad 20 der Fall ist. Sobald diese Spannung dazu ausreicht, die Vorspannung der Federn 31 zu überwinden, wird das Tellerrad 17 in axialer Richtung in die strichpunktiert angedeutete mittlere Lage in F i g. 3 verschoben, um so die Wirkung der Vorspannung auf dieser Seite des Ausgleichsgetriebes zu entlasten. Dieser Punkt ist auf den Betriebskurven bei' P₁ angedeutet, an dem sich die Winkelverhältnisse der Kurven D und E ändern.

Wenn die Belastung weiter ansteigt, so werden die gegenüberliegenden Räder 16 und 20, die an den Zahnflanken mit niedrigem Druckwinkel der Zähne wirken, weiter mit der Vorspannung der Feder 30 be-■ lastet, bis die Belastung einen Wert erreicht, der dem der Vorspannung an dieser Stelle gleicht, wie dies in F i g. 5 dargestellt ist. Dieser Punkt ist auf der Kurve bei P₂ dargestellt, an dem die Linien D und E mit den

Linien B und C zusammenfallen. An diesem Punkt ist die Vorspannungswirkung völlig verschwunden, wie ebenfalls in Fig. 1 gezeigt ist, und beeinflußt das Verhalten der Fahrzeugräder nicht mehr. Die Federn 30 und 31 werden auf diese Weise feste Abstandsringe und das Nichtwirken des Ausgleichsgetriebes ist jetzt nur noch eine Funktion der Drehmomentbelastung.

Die Fläche des Parallelogramms, welches durch die vier Punkte F₁ und P₂ begrenzt wird, stellt den

hauptsächlichen Manövrierbereich des Fahrzeuges dar und ist kennzeichnend für die Tatsache, daß das beschriebene Ausgleichsgetriebe in geeigneter Weise dazu ausgebildet ist, daß es, ohne die Fahrzeug-

steuerung im entgegengesetzten Sinne zu beeinflussen, eine geeignete Drehmomentübertragung für die richtigen Schlupfwiderstandseigenschaften schafft. Die besondere geometrische Ausbildung der für einen bestimmten Anwendungsfall ausgewählten Zahnräder wird natürlich, wie oben festgestellt, vom Fachmann festgesetzt. So wurde beispielsweise für einen bestimmten Anwendungsfall gefunden, daß es wünschenswert ist, Winkel von 20° und 22° auf den Zahnradzähnen zu verwenden, wie dies in F i g. 4 dar-

gestellt ist. Der Wert der Vorspannung für einen Anwendungsfall wird im allgemeinen derjenige sein, bei dem dem Schlupf ein maximaler Widerstand entgegengesetzt wird, ohne daß die Fahrzeugsteuerung gegenteilig beeinflußt wird. Darüber hinaus wird darauf hingewiesen, daß die Vorspannungen an beiden Seiten eines Ausgleichsgetriebes unabhängig voneinander geändert werden können, um eine Betriebskurve zu erhalten, die für einen bestimmten Anwendungsfall am besten geeignet ist.

Hierzu 1 Blatt Zeichnungen 209 541/71

Claims (4)

Patentansprüche:

1. Ausgleichsgetriebe mit Schraubverzahnung, dessen beide Zentral-Tellerräder mit mindestens je einem Planetenrad kämmen, die unter paralleler Achsversetzung auf entgegengesetzten Seiten eines Zwischenrades angeordnet und mit diesem getrieblich verbunden sind, dessen Achse die Mittellinie des Ausgleichsgetriebes senkrecht schneidet, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Planetenräder (20, 22) und das Zwischenrad (21) jeweils eine, und zwar die gleiche Verzahnung aufweisen und satzmäßig in dem Planetenträger (8) zusammengefaßt sind.

2. Ausgleichsgetriebe nach Anspruch 1 mit Hemmung der Ausgleichswirkung, dadurch gekennzeichnet, daß die Zähne der Schraubverzahnung auf ihren beiden Seiten unterschiedliche Zahnflankenwinkel von z. B. 32° und 20° aufweisen.

3. Ausgleichsgetriebe nach Anspruch 2 mit Hemmung der Ausgleichswirkung, dadurch gekennzeichnet, daß mindestens zwischen einem der Tellerräder (16 bzw. 17) und dem Planetenträger (8) eine Belastungsfeder (30) zur Vorspannung der Getrieberäder angeordnet ist.

4. Ausgleichsgetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Achsen (23, 24, 25) jedes Satzes der Ritzel in einer bezüglich der Längsachse der Antriebsachsen geneigten Ebene angeordnet sind.