DE19738107A1

DE19738107A1 - Kompakter Getriebemotor mit einstufigem hochuntersetztem Exzentergetriebe und Überlastungsrutschkupplung besonders für Anwendung in Drehwerken

Info

Publication number: DE19738107A1
Application number: DE1997138107
Authority: DE
Inventors: Hans-Erich Maul
Original assignee: MAUL HANS ERICH
Current assignee: MAUL HANS ERICH
Priority date: 1997-09-01
Filing date: 1997-09-01
Publication date: 1999-03-11

Description

Ein vorteilhaftes und zweckmäßiges Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in den Zeichnungen (Fig. 1 bis Fig. 8 ) dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert.

In Drehwerken werden üblicherweise Getriebemotore mit einem mehrstufigen Planetengetriebe bzw. Schneckengetriebemotore mit zusätzlicher Rutschkupplung eingebaut. Diese Getriebemotore haben einen schlechten Wirkungsgrad.

Getriebe mit hohen Untersetzungen sind selbsthemmend. Wird der Antrieb abgeschaltet, treibt die große Masse des Drehwerkes das Getriebe weiter. Hierbei wird, um eine Zerstörung wegen der Selbsthemmung zu vermeiden, eine Rutschkupplung angebracht. Siehe z. B.: Hoffmann/Krenn/Stanker Fördertechnik Band 1 Seite 113 ff und Band 2 Seite 39-42.

Die der Anmeldung zu Grunde liegende Konstruktion Fig. 1 und Fig. 2 zeigt ein Exzentergetriebe mit hoher Untersetzung und einem wesentlich besseren Wirkungsgrad gegenüber den Planeten- oder Schneckengetriebe. Das Getriebe ist wegen des Zähnezahlverhältnisses von Innenrad zu Außenrad, mit dem Wert nahe eins (z. B.: -80 : 79=-0,9875), selbsthemmend (siehe Vollmer Umlaufrädergetriebe Seite 50).

Eine beispielhafte Konstruktion eines Getriebemotors mit Rutschkupplung, ist in der Fig. 1+2 dargestellt. In Fig. 2 ist der Stator des Einbauelektromotors unter Pos. 19 zu sehen. Der Eisenteil des Stators ist in eine Hälfte des Alu-Druckguß-Gehäuses (Fig. 2, Pos. 22 ) eingeschrumpft. Der Rotor des Elektromotors (Fig. 2, Pos. 15) ist auf die Exzenterhülse (Fig. 1+2, Pos. 2) des Getriebes aufgeklebt. Die Exzenterhülse ist in zwei Nadellager auf der Abtriebshülse gelagert. Die Exzenterhülse wird vom Elektromotor angetrieben. Die Exzenterhülse bringt über das Nadellager (Fig. 1+2, Pos. 3+5) die außenverzahnten Zahnräder in den stillstehenden Innenzahnrädern zum Abrollen, dabei dreht das Außenzahnrad um die Zähnezahldifferenz im Innenzahnrad weiter (um einen Zahn). Dabei wird vom Außenzahnrad über die Rollen und Stifte (Fig. 1+2, Pos. 6+7) die Drehbewegung auf die Abtriebshülse (Fig. 1+2, Pos. 1) übertragen.

In der Offenlegungsschrift 25 56 128 ist ein Exzentergetriebe mit Triebstockverzahnung gezeigt bei dem versucht wird, eine gute Anschmiegung der konvex und konkav gestalteten Zähne zu erreichen. Diese haben jedoch den Nachteil, das nicht so große Untersetzungen erreicht werden. Ebenfalls von Nachteil ist es, daß kein Flächentragen erreicht wird, da keine konvexe und konkaven Zähne gleicher Wölbung vorhanden sind.

Bei dem Exzentergetriebe mit Evolventenverzahnung ist eine Dimensionierung gefunden worden, die gegenüber anderen Verzahnungsarten den Vorteil hat, daß mehrere Zähne, wie aus Fig. 3 ersichtlich, tragen. Bei Cyclogetrieben tragen ebenfalls mehrere Zähne gleichzeitig. Die kraftübertragenden Berührungsflächen der Zähne sind konvex auf konvex gestaltet. Hierbei wird lediglich eine Linien berührung mit Hertz'scher Pressung erreicht.

Bei der Evolventenverzahnung kommt es jedoch, wie aus den Maßen an Zahnkopf und Zahnfuß ersichtlich ist (Fig. 3) und wenn man einen Schmierstoffilm von einigen hundertstel Millimetern voraussetzt, zum flächenförmigen, konvex auf konkav mit gleicher Wölbung, tragenden Zähnen. Diese erlauben wesentlich höhere Belastungen und geringeren Verschleiß der Verzahnung. Die Verzahnung wird so gestaltet, daß keine Veränderung des Eingriffwinkels erforderlich ist. Das außenverzahnte Rad erhält einen Profilverschiebungsfaktor von X=0,2 x Modul.

Die Innenverzahnung wird mit einem Profilverschiebungsfaktor von x=-1 x Modul, ausgeführt. Durch diese Auswahl der Profilverschiebungsfaktoren wird ein stabiler Zahn erzeugt und eine große Überlappung der Zahnflanken erreicht. Es entsteht außerdem eine interferenzfreie Verzahnung (siehe Fig. 4+5+6) selbst bei einer Zähnezahldifferenzen von eins, z. B.: 80-79. Das Eingriffsgebiet teilt sich je nach Drehrichtung in ein rechtstragendes oder ein linkstragendes auf.

Das aus drei Scheiben bestehende Innenzahnrad (Fig. 1+2, Pos. 8) ist in 30 Stiften (Fig. 1+2, Pos. 10) drehbar gelagert und wird durch 30 Schrauben (Fig. 1+2, Pos. 9) über Tellerfedern (Fig. 1+2, Pos. 11) axial vorgespannt. Die Schrauben werden dazu mit Klebstoff eingesetzt, so daß sie sich nicht lösen können. Bei Überlastung der Verzahnung stellen die Innenzahnräder eine durchrutschende Kupplung dar.

Weiterhin trägt die Verzahnung immer gleichmäßig über die gesamte Breite, da jede einzelne Scheibe bis zum Anliegen der Innenzahnradscheibe an die zugehörige Außenzahnradscheibe durchrutscht.

Die im Außenzahnrad angebrachten 20 Stifte mit Rollen (Fig. 1+2, Pos. 7 und Pos. 6) tragen bei einer Belastung mit rechnerisch 6,3 Rollen, (2x sin18, +2xsin 36, +2x sin 54, +2x sin 72, +1x sin 90=6,3), so daß eine hohe Tragfähigkeit erzielt wird. Hierzu betrachtet man eine fiktive Drehung des außenverzahnten Zahnrades (Fig. 1+2, Pos. 5) gegenüber der Abtriebshülse (Fig. 1+2, Pos. 1).

Durch Verwendung der Stützscheiben (Fig. 2, Pos. 21) tragen die Stifte an beiden Seiten der Zahnscheiben. Ein Kantentragen der Stifte bzw. Rollen und eine einseitige Durchbiegung wird durch diese Verbindung vermieden. Ein weiterer Vorteil dieser Verbindung ist, daß alle 20 Stifte statt 6,3 Stifte abstützend wirken.

Die Hülse (Fig. 1+2, Pos. 1) ist mit der Scheibe aus einem Feingußteil gestaltet.

Diese ermöglicht die Übertragung höchster Drehmomente. Die Scheibe ist so dünn (∅ des Stiftes gleich Wanddicke), daß die Löcher, mit einem zweckmäßig gestalteten Stanzwerkzeug, in einem Hub eingebracht werden können. Weiterhin können mit dem gleichen Stanzwerkzeug die Scheiben Fig. 2, Pos. 21 hergestellt werden. Die Stützscheiben Fig. 2, Pos. 20+23, können ebenfalls sehr preiswert mit einem Stanzwerkzeug hergestellt werden, diese müssen jedoch wegen Unterschreiten der Mindeststegbreite am Außendurchmesser nachgedreht werden.

In der Fig. 7+8 ist ein maßstäbliches Beispiel eines äußerst kompakten und preiswerten Getriebemotors, mit Überlastkupplung zu sehen. Es ist ein Getriebemotor mit ca. 0,5 KW Leistung und einem Abtriebsmoment von ca. 300 Nm dargestellt. Die Antriebsdrehzahl des sechspoligen Drehstrommotors beträgt 920 min^-1 und die Getriebeuntersetzung ist -79 : 1, so daß die Abtriebsdrehzahl ca. 12 min^-1 beträgt.

Bezugszeichenliste

1

Abtriebshülse

2

Exzenterhülse

3

Nadelrollen

4

Innenring

5

Außenzahnrad

6

Rolle

7

Zylinderstift ∅3 x 22

8

Innenzahnrad

9

Zylinderschraube

10

Zylinderstift ∅

3

x

18

11

Tellerfeder

12

Druckgußgehäuse Getriebeseite

13

Zylinderschraube

14

Wicklungskopf

15

Rotor

16

Abgedichtete Nadelhülse

17

Lagerscheibe

18

Nadelhülse

19

Stator

20

Gewindestützscheibe

21

Stützscheibe

22

Druckgußgehäuse Motorseite

23

Stiftstützscheibe

Claims

1. Kompakte Bauweise, dadurch gekennzeichnet, daß ein koaxiales einstufiges Exzenter- Räderkoppelgetriebe mit Rutschkupplung (Fig. 1) zur Untersetzung der Motordrehzahl verwendet wird.

2. Kompakte Bauweise, dadurch gekennzeichnet, daß das Räderekoppelgetriebe nach Anspruch 1, in den Wickelkopf des Einbauelektromotors angeordnet ist

3. Kompakte Bauweise, dadurch gekennzeichnet, daß die Abtriebshülse (Fig. 1+2, Pos. 1) mit Flansch zur Aufnahme der kraftübertragenden Stifte einteilig als Feingußteil ausgebildet ist, was die Übertragung höchster Drehmomente erlaubt.

4. Kompakte Bauweise, dadurch gekennzeichnet, daß eine Exzenterhülse (Fig. 1+2, Pos. 2) mit einseitigem Antriebsexzenter angeordnet ist

5. Besonders preiswerte Herstellung, dadurch gekennzeichnet, daß die Zahnräder und Stützscheiben (Fig. 1+2, Pos. 5, 8, 20, 21, 23) des Räderkoppelgetriebes aus Scheiben zusammen gesetzt sind, die im Feinstanzverfahren hergestellt werden können.

6. Überlastsicherung, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenzahnräder (Fig. 1, Pos. 8) durch die Schrauben und Tellerfedern axial vorgespannt werden, so daß sie bei Überlastung durchrutschen können.

7. Gleichmäßige Kraftübertragung der Verzahnung, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenzahnräder zur Kraftübertragung bis zur Anlage an die Außenzahnräder durch rutschen und dadurch in der gesamten Breite tragen auch bei geringen Ungenauigkeiten.

8. Hohe Drehmomentübertragung, dadurch gekennzeichnet, daß die Verzahnung gleichmäßig mit mehreren Zähnen flächenförmig trägt (Fig. 3).