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Selbstsperrendes verschleißloses Ausgleichgetriebe
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Die Erfindung betrifft ein selbstsperrendes Ausgleichgetriebe mit
der bekanntesten Anwendungsart in einem Achsdifferential für Fahrzeuge. Es sind
viele Lösungen zur Konstruktion eines selbstsperrenden Ausgleichgetriebes bekannt.
Im wesentlichen konnte sich die Bauart mit Reibelementen und zwar federbelastetem
undoder lastabhängigem Sperranteil durchsetzen. Im Prinzip handelt es sich dabei
um absichtlich schwergängig gemachte Ausgleichgetriebe, um einen Kompromiß zwischen
einem zwanglosen Ausgleichgetriebe und einem Ausgleichgetriebe mit eingeschalteter
Differentialsperre.
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Als in Kauf genommene Nachteile können der durch die mechanische Reibung
entstehende Verschleiß der Reibglieder und der bei Kurvenfahrt verhältnismäßig hohe
Sperrwert angesehen werden. Auch die Lastabhängigkeit des Sperrmomentes und die
als Kompromiß zu verstehende Begrenzung des Sperrwertes kann bei bestimmten Fahrzuständen
als ein Nachteil betrachtet werden.
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Bei der vorliegenden Erfindung sind die genannten Nachteile vollständig
vermieden. Die Sperrwirkung ist abhängig von der Drehzahldifferenz der Ausgleichsglieder
bzw. dem Schlupf eines Rades und der Antriebsdrehzahl bzw. der Fahrzeuggeschwindigkeit.
Außerdem ist eine massenbehaftete Sperrwirkung für kurze, vollständige Entlastungen
z.B. Radspringen, vorhanden.
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Es finden hydrodynamische "Reib-" bzw. Kupplungsglieder Verwendung.
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Neben der Verschleißlqsigkeit der "Reibteile" wird dadurch erreicht,
daß das Sperrmoment und damit die Sperrwirkung über der
Drehzahl
und damit auch über der Drehzahldifferenz der Ausgleichglieder quadratisch zunimmt,
d.h. die Sperrwirkung ist bei kleinem Radschlupf (Kurvenfahrt) sehr klein, nimmt
aber mit zunehmendem Schlupf (z.B. Gleiten eines Rades) schneller, nämlich quadratisch
zu und erreicht bei einem bestimmten Schlupf sein Maximum bzw. 100 % Sperrwert,
wobei diese maximale Sperrung bei höneren Geschwindigkeiten früher (d.h. bei kleinerem
Schlupf) als bei kleinen Geschwindigkeiten erreicht wird.
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Das oder die hydrodynamischen Reibglieder sind jedoch nicht wie bei
den bekannten Ausführungen mit mechanischen Reibelementen zwischen An- und Abtriebsgliedern
angeordnet, sondern zwischen einer weiteren Welle des Getriebes und den anderen
Getriebegliedern. Es handelt sich hier also im Prinzip um ein 4-Wellen-Getriebe,
wobei durch ein hydrodynamisches Reibglied oder -glieder an der 4. Welle ein Moment
entstehen kann. Ein 4-Wellen-Umlaufgetriebe besitzt bekanntlich einen Betriebsfreiheitsgrad
von 4, d.h. neben dem kinematischen Freiheitsgrad von 2 einen statischen Freiheitsgrad
von 2. Es sind also die Momente an den Abtriebswellen entsprechend den gewählten
Übersetzungen abhängig vom Moment der Antriebswelle und einem etwa vorhandenen Moment
an der 4. Welle (Reibwelle).
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Eine Momentenverschiebung an den Abtriebswellen entsteht nicht nur
direkt durch Reibglieder, sondern in erster Linie durch ein Moment an der 4. Welle.
Ein Moment an der 4. Welle entsteht dann, wenn ein Drehzahlunterschied der 4. Welle
mit ihren hydrodynamischen Reibgliedern gegenüber den angrenzenden Gliedern besteht.
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Die Anordnung der 4. Welle und ihrer hydrodynamischen Reibglieder
erfolgt in der Weise, daß bei Geradeausfahrt Drehzahlgleichheit zu den angrenzenden
Gliedern besteht, bei Drehzahl differenz der
Abtriebswellen jedoch
eine (höhere) Drehzahldifferenz der 4.
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Welle zu den angrenzenden Gliedern entsteht.
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Bei Geradeausfahrt mit Drehzahlgleichheit aller Glieder entsteht kein
Moment an der 4. Welle, damit wirkt das Ausgleichgetriebe wie ein zwangloses Ausgleichgetriebe,
es besitzt einen statischen Freiheitsgrad von 1, die Momente an den Abtriebsgliedern
bestimmen sich aus dem Moment der Antriebswelle und der gewählten Ausgleichübersetzung.
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Grundsätzlich kann jede konstruktive Ausführung eines 4-Wellengetriebes
zur Lösung der vorliegenden Aufgabe gewählt werden. Auch ist es möglich, ein "normales"
Kegelradausgleichgetriebe durch Ergänzung mit einem )-Wellen-Umlaufgetriebe zu einem
4-Wellengetriebe mit der erfindungsgemßen Selbstsperrung zu machen.
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Eine vorteilhafte Weiterführung des Erfindungsgedankens besteht aber
darin, die Übersetzungen sd zu wählen, daß bereits durch ein im Verhältnis zu den
An- bzw. Abtriebsmomenten sehr kleines Reibmoment ein großer Momentenunterschied
an den Abtriebswellen und gleichzeitig eine hohe Drehzahl der 4. Welle bei kleiner
Drehzahldifferenz der Abtriebswellen entsteht.
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Besonders vorteilhaft ist es dazu, wenn das Getriebe als reduziertes
Einsteg-4-Wellen-Noppelgetriebe ausgebildet ist und die Standübersetzungen der Teilgetriebe
i0 nahe + 1 betragen, d.h. die Zähnezahlen der beiden Zentralräder der Abtriebswellen
sich von der Zähnezahl des Zentralrades der Antriebswelle um + 1 und - 1 unterscheiden,
die Planeten gleiche Zähnezahl besitzen und zu einem, breiten Planeten zusammengefaßt
sind und der gemeinsame Steg der beiden Teilgetriebe gleich an sich als Reibglied
bzw. Reibscheibe dient, dessen 'tReib"-Kennziffer gegebenenfalls durch eine rauhe
Oberfläche der Stegflächen oder Rändelung, oder durch Anbringen von Taschen, Rippen,
Ausnehmungen oder ähnlichss am Steg
und an den Gegenflächen verstärkt
sein kann. Ein weiterer Vorteil ergibt sich, wenn der Stegradius hierbei so klein
als möglich gewählt wird, d.h. entweder die gemeinsame Planete als Hohlrad oder
die Zentralräder als Hohlräder ausgebildet sind. Im letzteren Fall kann weiterhin
vorteilhafterweise der Außen- u. Innenmantel des Steges zur Verstärkung der Reibwirkung
mit verzahnungsähnlichen Aussparungen versehen sein, da diese Flächen in diesem
Fall den bereits vorhandenen Verzahnungen der anderen Glieder gegenüberliegen.
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Für die Wirksamkeit dieses selbstsperrenden Ausgleichgetriebes ist
eine selbstverständliche Voraussetzung, daß der, in den meisten Fällen umlaufende,
Raum, in dem sich das Ausgleichräderpaket befindet, mindestens so weit mit Öl gefüllt
ist, daß sich die Reibglieder in einem Ölring befinden. Dies ist i.a. schon dadurch
gewährleistet, daß zur Schmierung der Zahnräder und der Lagerung der verschiedenen
Wellen eine Ölversorgung vorhanden ist. In besonderen konstruktiven Fällen ist,
falls erforderlich, durch bekannte, nicht dargestellte Mittel wie eine kleine Pumpe,
Schöpfrohr o.ä.
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die Auffüllung des "Reib"-Raumes mit Öl vorgesehen. Alternativ ist
auch eine Befüllung des Reibraumes mit einem hochviskosen Medium zur Verstärkung
der Reibwirkung der Reibglieder möglich.
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Die 4. Welle besitzt eine hohe Umlaufübersetzung in Bezug auf die
An- und Abtriebswellen. Dies ergibt ein sehr hohes Massenträgheitsmoment der 4.
Welle, bezogen auf eine Abtriebswelle. Dadurch entsteht, besonders wenn die Masse
der 4. Welle an sich größer als sonst erforderlich gemacht wird, für kurze Gleitvorgänge,
wie z.B.
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Springen eines Rades, eine starr wirkende Sperrung, noch bevor durch
den entsprechenden Schlupf dieses springenden Rades die 1,hydrodynamische" Sperrung
wirkt. Für einige Anwendungsfälle ist denkbar, daß diese massenbehaftete Sperrwirkung
in den Vordergrund tritt oder das Ausgleichgetriebe nur durch diese 1,Sperrung"
über das Massenträgheitsmoment der 4. Welle gekennzeichnet ist.
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Wie den vorhergehenden Ausführungen entnommen werden kann, ist die
vorliegende Lösung im Prinzip nicht ein Ausgleichgetriebe mit Selbstsperrung, sondern
ein Ausgleichgetriebe mit einer vom Schlupf eines Rades abhängigen Änderung der
Momentenverteilung auf die Räder. Wenn der Begriff der Selbstsperrung bei der Beschreibung
und den Ansprüchen übernommen wurde, geschah dies zum Verständnis und wegen der
Anknüpfung an bekannte Ausgleichgetriebe. Hier findet jedoch nicht nur ein Drehzahlausgleich,
sondern auch ein (schlupfabhängiger) Drehmomentausgleich der Räder statt, so daß
gewissermaßen von einem Ausgleichgetriebe höherer Ordnung gesprochen werden kann.
Im Gegensatz dazu ist ein selbstsperrendes Ausgleichgetriebe der seither bekannten
Arten ein Mittelding zwischen einem zwanglosen Ausgleichgetriebe und einem starren
Verteilgetriebe. Die genannte Eigenart geht auch schon daraus hervor, daß kein einziger
Nachteil der bekannten selbstsperrenden Ausgleichgetriebe mehr vorhanden ist und
z.B. bei Kurvenfahrt nur eine sehr kleine "Sperrwirkung" in Erscheinung tritt.
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In der Literatur und Veröffentlichungen über selbstsperrende Ausgleichgetriebe
ist der Sperrwert nicht einheitlich definiert.
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Es wird deshalb und auch aus der vorab erläuterten Eigenart dieser
Lösung auf ein Beispiel mit Sperrwertangaben verzichtet.
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Der Vorteil der quadratisch schlupfabhängigen Drehmomentverteilung
auf die Räder einer Achse geht bereits aus einigen Schlupfwertangaben hervor. Der
optimale Bremsschlupf eines Rades beträgt ca.
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25 %, d.h. der Bremskraftbeiwert ist bei 25 ß Bremsschlupf am größten,
wobei noch ein ausreichender Führungskraftbeiwert vorhanden ist. Es darf angenommen
werden, daß dieser Wert in etwa auch für den Antriebsschlupf bei einer Antriebskraft
zutrifft. Demgegenüber beträgt der Drehzahlschlupf bei einem Kurvenradius von 80
m ca. i 1 %, bei einem Kurvenradius von 10 m ca. + 9 ffi und bei neuem gegen abgefahrenem
Reifen ca. + 1 %. Es ist also ein ausreichend großer Auslegungsspielraum vorhanden,
so daß der Rest-Sperrwert bei Kurvenfahrt
sehr klein bzw. je nach
Auslegung vernachlässigbar klein ist.
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Die gleichzeitige Abhängigkeit der Sperrwirkung von der Fahrgeschwindigkeit,
aber unabhängig von der Last ist bedeutsam für die Fahrstabilität bzw. Schleudersicherheit
des Fahrzeuges. Damit tritt die Sperrwirkung bei hohen Fahrgeschwindigkeiten bei
kleinem Radschlupf ein gegenüber niedrigen Fahrgeschwindigkeiten, bei denen die
Sperrwirkung erst bei größerem Radschlupf wirksam wird, was zu der Rest-Sperrwirkung
bei Kurvenfahrt in richtiger Relation steht, da bekanntlich engere Kurven kleineren
Fahrgeschwindigkeiten zugeordnet sind. Ein zusätzlicher Vorteil ist darin zu sehen,
daß bei einer schlupfabhängigen Sperrwirkung zusätzlich zur Momentenverlagerung
an das Rad mit dem besseren Kraftübertragungsbeiwert der Kraftübertragungsbeiwert
des gleitenden Rades bis optimal genutzt wird.
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Da bei der vorliegenden Lösung nicht eine "Schwergängigkeit" die selbstsperrende
Wirkung hervorruft, sondern eine Drehtnomentverlagerung auf das langsamer laufende
Rad erfolgt, ist diese Ausführung auch, ja besonders für einen Vorderrad-Antrieb
geeignet entgegen den seither bekannten Selbstsperrdifferentialen, da die Wirkungdes
Hineinziehens in die Kurve verstärkt wird.
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Es ist weiterhin für diese Lösung bedeutsam, daß nicht nur bei Traktion,
sondern auch beim Bremsen eine Drehmomentverlagerung an den Rädern, abhängig vorn
Bremsschlupf eines Rades, stattfindet.
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Auch ohne Antriebsmoment arbeitet das Getriebe als Ausgleichgetriebe
mit 5 wirksamen Wellen, so daß bei einer nur an einem Raa wirkenden Bremse auch
das andere Rad über das Ausgleichgetriebe gebremst wird, da durch das über den Bremsschlupf
des einen Rades entstehende, hydrodynamische Reibmoment eine Bremsmomentübertragung
an das andere Rad erfolgt. Diese Wirkung einer Sicherheitsbremsung führt bei einem
allradgetriebenen, mit dieser Art Selbstsperrdifferentialen ausgestatteten Fahrzeug
dazu, daß die Ausgleichgetriebe automatisch
ohne weitere Zutaten
die Funktion einer Antiblockiereinrichtung übernen-men, wobei es keine gravierende
Rolle spielt, an welcher Welle gebremst wird.
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Diese Lösung eines 'tselbstsperrenden't Ausgleichgetriebes trägt neben
der optimalen Zug- und Bremskraftübertragung auf die Straße oder das Gelände bei
den widrigsten und unterschiedlichsten Verhältnissen erheblich zur Erhöhung der
Fahrsicherheit bei und zwar ohne wesentliche Beeinträchtigung des zwanglosen Drehzahlausgleichs
der Räder.
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In den Zeichnungen sind einige nachfolgend näher erläuterte Ausführungsarten
eines selbstsperrenden Ausgleichgetriebes nach der Erfindung dargestellt und zwar
in Fig. 1-6 schematisch in der Form eines Achsdifferentials (ohne Gehäuse und ohne
Lagerung) mit einer 4. Welle, wobei in Fig. 1-5 ein normales zwangloses Ausgleichgetriebe
unter Ergänzung durch ein einfaches Umlaufgetriebe verwendet wird und in Fig. 4-6
einige Arten eines 4-Wellen-Koppelgetriebes benützt sind.
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Fig. 7 zeigt den vereinfachten Schnitt der bevorzugten Ausführung
nach Fig. 6.
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Fig. 8 zeigt einen Querschnitt durch das Ausgleichgetriebe der Fig.
7 entlang der Linie A-4.
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Fig. 9 zeigt den vereinfachten Schnitt eines erfindungsgemäßen selbstsperrenden
Ausgleichgetriebes als Beispiel zum Ausgleich zwischen 2 Achsen, angeflanscht an
ein nicht weiter dargestelltes Achsgetriebe.
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Fig. 10 zeigt den Teil eines Ausschnittes am Umfang entlang der Linie
B-B des Ausgleichgetriebes in Fig. 9 in vergrößertem Maßstab.
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In der Fig. 1 steht ein Antriebsritzel 1 mit einem Tellerrad 2 in
Eingriff. Das Tellerrad 2 ist mit dem Korb 3 und dem Umlaufgehäuse 4 drehfest verbunden.
Ausgleichkegelräder 5 sind bei 6 im Korb gelagert und stehen in Eingriff mit den
Abtriebswellen-Kegelrädern 7 und 9, deren Abtriebswellen 8 und 10 in bekannter,
beliebiger, nicht dargestellter Weise mit den Achswellen verbunden sind.
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Auf der Abtriebswelle 10 des Abtriebswellen-Kegelrades 9 sitzt drehfest
das Zentralrad 11, das mit Planeten 12 in Eingriff steht.
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Mit dem Umlaufgehäuse 4 drehfest verbunden ist das Zentralrad 13,
das mit den Planeten 14 in Eingriff steht. Planeten 12 und 14 sind jeweils drehfest
miteinander verbunden und besitzen gemeinsame Achsen 15, die in Steg 16 gelagert
sind. Steg 16 und die Gegenflächen des Korbes 5 und des Umlaufgehäuses 4 besitzen
gegenüberliegende hydrodynamische Kupplungs- oder Bremsprofile 17, die gerade oder
drehrichtungsbezogen unterschiedlich schräg beschaufelt sind.
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In der Fig. 2 sind gegenüber Fig. 1 die Planeten als Hohlräder ausgebildet,
so daß Zentralrad 11 mit Planete 12 a und Zentralrad 13 mit Planete 14 a in Eingriff
steht, die Planeten 12 a und 14 a drehfest miteinander verbunden sind und eine gemeinsame
Achse 15 a besitzen, die im Steg 16agelagert ist, welcher mit Mantel und Seitenflächen
zur hydrodynamischen Reibtrommel 18 ausgebildet ist und zum Drehmassenausgleich
ein Gegengewicht 19 besitzt.
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In der Fig. 3 sind gegenüber Fig. 1 die Zentralräder als Hohlräder
ausgebildet. Das mit der Abtriebswelle 10 drehfest verbundene Zentral-Hohlrad 11
a steht mit der Planete 12 b in Eingriff und das mit dem Umlauf gehäuse 4 drehfest
verbundene Zentral-Hohlrad 15a steht mit der Planete 14 b in Eingriff. Planeten
12 b und 14 b sind drehfest miteinander verbunden und sitzen auf der gemeinsamen
Hohlachse 15 b, die mit dem Steg 16 b fest verbunden ist. Der segmentartige, sichelförmige
Mantelteil 19 b des Steges 16 b stellt die Verbindung der Stegseitenwände her, dient
als Gegengewicht zum Drehmassenausgleich
und wirkt gleichzeitig
mit seinen Mantelflächen zusammen mit den Seitenscheiben des Stegs als hydrodynamische
Reibscheibe.
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In der Fig. 4 steht ein Antriebsritzel 21 mit einem Tellerrad 22 in
Eingriff, das mit dem Umlaufgehäuse 25 drehfest verbunden ist und die Antriebswelle
des Ausgleichgetriebes darstellt. Mit dem Umlaufgehäuse 23 drehfest verbunden ist
das Antriebszentralrad 24, das mit Planeten 25 in Eingriff steht. Das Abtriebszentralrad
26 besitzt eine Welle 27 und steht mit Planeten 28 in Eingriff und das Abtriebszentralrad
29 besitzt eine Abtriebswelle 30 und steht mit Planeten 31 in Eingriff. Die beiden
Abtriebswellen 27 und 30 sind in bekannter, beliebiger, nicht dargestellter Weise
jeweils mit einer Achswelle verbunden. Planeten 25, 28 und 31 sind jeweils drehfest
miteinander verbunden und besitzen gemeinsame Achsen 32, die in Steg 33 gelagert
sind. Die Stirnflächen des Steges 33 und die gegenüberliegenden Flächen des Umlaufgehäüses
23 besitzen gegenüberliegende hydrodynamische Kupplungs- oder Bremsprofile 54, die
gerade oder drehrichtungsbezogen unterschiedlich schräg beschaufel sind.
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In der Fig. 5 sind gegenüber Fig. 4 die Planeten als Hohlräder ausgebildet,
so daß Antriebszentralrad 24 mit Hohlplanete 25 a, Abtriebszentralrad 26 mit Hohlplanete
28 a und Abtriebszentralrad 29 mit Hohlplanete 31 a in Eingriff steht, die Hohlplaneten
25 a, 28 a und 31 a drehfest miteinander verbunden sind und gemeinsame Achsstummel
32 a besitzen, die in Steg 33 a gelagert sind, welcher mit Mantel und Seitenflächen
zur Reibtrommel 35 ausgebildet ist und zum Drehmassenausgleich ein Gegengewicht
36 besitzt.
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In der Fig. 6 sind gegenüber Fig. 4 die An- und Abtriebs-Zentralräder
als Hohlräder ausgebildet. Das Hohlantriebszentralrad 24 a steht mit Planete 25
b, das Hohlabtriebszentralrad 26 a mit der Planete 28 b und das Hohlabtriebszentralrad
29 a mit der Planete 31 b
in Eingriff. Die Planeten 25 b, 28 b
und 31 b sind drehfest miteinander verbunden und besitzen eine gemeinsame Achse
32 b, die in Steg 33 b gelagert ist, dessen segmentartiger sichelförmiger Mantel
36 b die Verbindung zu den Stegseitenwänden herstellt, als Gegengewicht zum Drehmassenausgleich
dient rnd mit seinen Mantelflächen zusammen mit den Seitenscheiben des Stegs als
hydrodynamische Reibscheibe wirkt.
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Fig. 7 zeigt die Ausführung nach Schema Fig. 6 in vereinfachter Schnittdarstellung,
wobei die Planeten gleiche Zähnezahl besitzen und zu einer gemeinsamen Planete zusammengefaßt
sind. Ein Antriebsritzel 21 steht mit einem Tellerrad 22 in Eingriff, das mit dem
Antriebshohlrad 24 a und den beiden Schalen 23 a zu einem Umlaufgehäuse mit Schrauben
37 verschraubt und in 2 Lagern 38 im nicht dargestellten Achsgetriebegehäuse gelagert
ist. Das Abtriebswellenhohlrad 39 ist mit Gleit- oder Nadellager 41 im Antriebshohlrad
24 a und mit Lager 42 in einer Schale 25 a gelagert und steht mit Planete 43 in
Eingriff. Ebenso ist das Abtriebswellenhohlrad 40 mit Lager 44 in Antriebshohlrad
24 a und mit Lager 45 in der anderen Schale 23 a gelagert und steht ebenfalls mit
Planete 43 in Eingriff. Außerdem steht das Antriebshohlrad 24 a mit der Planete
43 in Eingriff, die mit Lagern 46 auf Bolzen 47 gelagert ist, der in Steg 48 eingepreßt
und mit Ringen 49 gesichert ist. Der Steg 4 4Jhttmit Lager 50 in Abtriebshohlrad
39 und mit Lager 51 in Abtrieb kad 40 gelagert und besitzt verzahnungsähnliche Rippen
52 am Außenumfang seines Mantels und verzahnungsähnliche Aussparungen 55 am Innern
seines Mantels sowie an den Stirnflächen verrippte Taschen 54, denen in den Gegenflächen
der beiden Abtriebshohlräder 39 und 40 entsprechend verrippte Aussparungen 55 gegenüberliegen.
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Fig. 8 zeigt einen Querschnitt durch das Ausgleichgetriebe auf der
Linie A-A in Abb. 7. Sie zeigt besonders den sichelförmigen Mantelquerschnitt des
Steges 48 mit den Rippen 52 und den Aussparungen 53,
die den entsprechenden
Verzahnungen der Planete 43, des Antriebshohlrades 24 a und der Abtriebshohlräder
39 und 40 gegenüberliegen.
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Fig. 9 zeigt in vereinfachter Schnittdarstellung eine Lösung mit Hohlplanete
61, die in Eingriff mit Antriebszentralrad 62 und Abtriebszentralrädern 63 und 64
steht und in Steg 65 gelagert ist.
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Der Steg 65 ist als hydrodynamische Bremsscheibe ausgebildet und besitzt
an den Seitenflächen Profiltaschen 66 und 67, die mit entsprechenden Profiltaschen
68 in Gehäuse 69 und Profiltaschen 70 in Gehäuse 71 korrespondieren und so schräg
beschaufelt sind, daß wie an sich bekannt je nach Drehrichtung das Bremsprofilpaar
66 und 68 oder 67 und 70 den Hauptanteil des Bremsmomentes liefern.
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Fig. 10 zeigt einen Ausschnitt des Mantelschnittes entsprechend der
Linie B-B in Fig. 9 in vergrößertem Maßstab, aus dem die Beschaufelungsrichtung
der Profiltaschen 66, 67, 68 und 70 ersichtlich ist, wobei die den Profiltaschenpaaren
zugeordneten Drehrichtungspfeile die hauptsächlich wirksame Drehrichtung des jeweiligen
Profiltaschenpaares angeben.
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L e e r s e i t e