DE3014860A1

DE3014860A1 - Uebersetzungsgetriebe

Info

Publication number: DE3014860A1
Application number: DE19803014860
Authority: DE
Inventors: Manfred R Kuehnle
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1979-04-19
Filing date: 1980-04-17
Publication date: 1980-10-30
Also published as: FR2454564A1; US4297919A; NL8002267A

Description

Anmelder; Manfred R. Kuehnle, Lexington, USA

Übersetzungsgetriebe

Die Erfindung betrifft ein mechanisches Übersetzungsgetriebe, insbesondere ein Getriebe mit einer Antriebsschnecke, einer Anzahl von Umlaufgetriebe-Elementen, die in einem Gehäuse angeordnet sind, das eine Vielzahl von Führungsnuten enthält, die meist in der Form eines Toroids angeordnet sind. Durch das Getriebe wird ein Drehmoment zwischen der Getriebeschnecke und einer Abtriebwelle übertragen, die von dem Gehäuse vorragt.

Die Belastbarkeit eines Getriebes wird hauptsächlich durch die Anzahl von Zähnen begrenzt, durch die Festigkeit der Zähne und durch die Druckbelastungen, die bei der Leistungsübertragung zwischen dem Eingang und dem Ausgang>des Getriebes auftreten. Bei einem typischen Spurradgetriebe steht jeweils nur ein Zahnpaar im Eingriff. Andererseits Unterteilen Umlaufgetriebe der hier interessierenden Art die Leistungsübertragung auf drei oder mehr Sätze von Zähnen. Bei den. zuletzt genannten Getrieben sind die Herstellungstoleranzen um so kritischer je mehr Zähne in Eingriff gelangen, damit eine gleichzeitige und gleichförmige Berührungsbelastung für alle Zähne in den unterschiedlichen Sätzen von Zähnen gewährleistet bleibt. Deshalb bestimmen die Stä.figkeit und die Toleranzen der Abmessungen der in Eingriff gelangenden Getriebeelemente schließlich die Anzahl von Zähnen,

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die zu irgendeinem gegebenen Zeitpunkt in einen aktiven Eingriff gelangen. Diese Begrenzung ist sowohl für Umlaufgetriebe als auch für Schneckengetriebe bekannt. Schwierigkeiten der genannten Art bestehen jedoch noch bei toroidalen Getrieben der hier interessierenden Art.

Bei bekannten Getrieben dieser Art (US-PS 3 174 354) sind die Nuten als Schlitze ausgebildet, welche besonders ausgebildete Getriebeelemente führen. Für diese Getriebeelemente sind Speichen erforderlich, welche die Streifen abstützen, die sich verdrillen müssen, um die sich ändernden Füh rungs winkel der Nuten aufzunehmen, in denen die Getriebeelemente gleiten. Für eine bedeutsame Übertragung von Drehmomenten sollten jedoch diese Speichen steif und stark in dieser Richtung sein, um die Belastung zu übertragen. Derartige Getriebe sind deshalb nur für einen Bewegungsumwandler geeignet, beispielsweise zum Antrieb von Uhrzeigern. Sie sind also nicht zur Übertragung von höheren Drehmomenten oder für den Antrieb einer großen Last geeignet.

Bei einem anderen Getriebe dieser Art (US-Re 26.476) haben die. Nuten in dem Gehäuse ein ringförmiges oder spitzbogenförmiges Profil, um die Getriebeelemente in der Form von kreisförmigen Kugellagereinheiten zu führen. Diese Lagereinheiten sind starr, so daß keine Einrichtung vorhanden ist, die Belastung auf die Getriebeelemente zu verteilen, ohne zu hohe Toleranzanforderungen an den Durchmesser und andere Dimensionen der Antriebsschnecke und des Stators zu stellen, sowie hinsichtlich des Durchmessers des Stützrings, der zum Abstützen der Lagereinheiten erforderlich ist. Wegen praktisch unvermeidbarer Dimensionsabweichungen ist es jedoch im allgemeinen nicht möglich, eine gleichzeitige und gleiche Berührungsbelastung für alle Lagereinheiten in dem Getriebe zu erreichen, selbst wenn alle Zähne der Lagereinheiten besonders sorgfältig bearbeitet werden, um Druckstellen zwischen den Zähnen und den Laufflächen zu vermeiden. Vielmehr wird dabei die Belastung im wesentlichen auf eine Lagereinheit konzentriert, so daß weder ein hoher Wirkungsgrad noch eine lange Standzeit bei kleiner Gesamtgröße und geringem Gewicht erzielt werden können. Derartige Getriebe müßten deshalb im Vergleich zu dem schließlichen Verwendngszweck überdimensioniert sein.

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Ein wesentlicher Nachteil aller bekannter Getriebesysteme, insbesondere von Planetengetrieben ist darin zu sehen, daß die Getriebeeleroente starre Zähne aufweisen, die angeblich dazu dienen sollten, eine maximale Übertragungsbelastung zu ermöglichen. Deshalb treten bei allen derartigen Getrieben dieselben Schwierigkeiten auf.

Dies ist auch bei den eingangs erwähnten Getrieben der Fall, bei denen beispielsweise 12 unterschiedliche liuten erforderlich sind, wenn jede Einheit 12 Zähne aufweist. In diesem Fall läuft ein gegebener Zahn in Schraubengängen 1, 12, 24, 36, 48, 60, 72, 84, 96, 108, 120, 132.und 144. Deshalb ergibt sich ein Verhältnis von 144/12. Der Winkelabstand zwischen den Lagereinheiten zur Erzielung dieses Ergebnisses wird in der in der VorVeröffentlichung beschriebenen Weise bestimmt. Wenn die Einheiten jeweils sechs Zähne aufweisen, werden 6 Gänge benötigt, was zu einem Verhältnis von 72/6 führt. Bei bekannten Getrieben dieser Art sind deshalb die UntersetzungsVerhältnisse begrenzt, weil von der Annahme auszugehen ist, daß die Anzahl von Statornuten und die Anzahl von Zähnen gleichmäßig unterteilen müssen.

Es ist deshalb Aufgabe der Erfindung, ein verbessertes toroidales Getriebe zu schaffen, das insbesondere eine lange Lebensdauer aufweist, das eine beträchtlich verringerte Größe besitzt und ein großes Ausgangsdrehmoment ermöglicht. Ferner soll es möglich sein, durch Austausch von nur verhältnismäßig wenig Teilen eine Anpassung an einen speziellen Anwendungszweck zu erzielen. Das Getriebe soll wirtschaftlich herstellbar sein und insbesondere keine extremen Hexstellungstoleranzen erfordern. Das Getriebe soll ein geringes Gewicht besitzen und kostensparend in möglichst einfacher Weise herstellbar sein. Es soll ein leiser Lauf und eine weitgehende Unempfindlichkeit gegen Stoßbelastungen erzielt werden. Es soll möglich sein, eine Auswahl zwischen einer großen Anzahl von möglichen Übersetzungsverhältnissen zu treffen. Das Getriebe soll ein möglichst hohes Übersetzungsverhältnis besitzen und trotzdem reversibel sein. Es soll eine toroidale übertragung mit hohem Wirkungsgrad erzielbar sein. Ferner soll durch die Erfindung ein Verfahren zur Herstellung eines derartigen Getriebes angegeben werden, das einen oder mehrere der genannten Vorteile aufweist.

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Ein Getriebe gemäß der Erfindung weist ein Gehäuse auf/ das eine oder mehrere Nuten definiert. Die Gewindegänge jeder Laufspur sind gewöhnlich "parallel" zueinander ausgebildet und besitzen eine gemeinsame Achse. In dem Gehäuse sind eine Anzahl von entsprechend ausgebildeten Planetenrädern in Abständen um einen Ring drehbar angeordnet, der mit der kreisförmigen Achse der Statornuten zusammenfällt. Die radialen äußeren"Zähne" der Planetenräder greifen in die Statornuten ein. Jeder so eingreifende von jedem derartigen Rad erstreckt sich in einen anderen der nutenföxmigen Gewindegänge. Die radial inneren Zähne der Planetenräder kämmen mit einem Schneckenrad, das drehbar in dem Gehäuse in dem Zentrum oder auf der Achse des Rings und der kreisförmigen Achse der Statornuten angeordnet ist. Zur Aufnahme des Schneckenrads sind die Statornuten unterbrochen.

Das Schneckenrad weist eine oder mehrere parallele Laufspuren oder Nuten auf, so daß die Zähne jedes Planetenrads, das mit dem Schnekkenrad kämmt-, in einer Lauf spur aufgreifen. Die Eingangswelle des Getriebes ist mit dem einen Ende des Schneckenrads verbunden, dessen anderes Ende sich aus dem Gehäuse erstreckt. Die Abtriebswelle des Getriebes ist an einem Ende mit dem Ring verbunden, der die Planetenräder trägt. Das andere Ende dieser Welle erstreckt sich ebenfalls aus dem Gehäuse. In "gewisser Hinsicht entspricht dieses Getriebe dem eingangs genannten bekannten Getriebe (Re 26 476), jedoch nur in einem allgemeineren Zusammenhang.

Von dem bekannten Getriebe dieser Ar± unterscheidet sich jedoch das Getriebe gemäß der Erfindung hinsichtlich mehrerer kritischer und wichtiger Merkmale. Erstens liegt der Erfindung die Erkenntnis zugrunde, daß die Zähne an den Lagereinheiten nicht immer in derselben Nut nach aufeinanderfolgenden Umdrehungen um den Stator laufen müssen, wie dies bei dem bekannten Getriebe der Fall ist. Ferner erfordern die Planetenräder oder Lagereinheiten nicht jeweils Zähne und Zahnabstände mit gleichen Winkelabständen. Dies bedeutet, daß die Anzahl von unterschiedlichen Nuten in dem Stator nicht genau der Anzahl von Zähnen in jeder Lagereinheit entsprechen muß. Vielmehr kann irgendeine Anzahl von Nuten verwendet werden, so lange die Wandstärke zwischen dem letzten Gewindegang und dem ersten dieselbe wie zwischen den anderen Gewindegängen ist.

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Im Gegensatz zu dem erwähnten bekannten Getriebe, bei dem eine gleiche Ganghöhe für Statornut und Zahn der Lagereinheit erforderlich ist, können beim Getriebe gemäß der Erfindung dünne Wände oder dicke Wände zwischen den Nuten des Stators vorgesehen werden, was von dem untersetzungsverhältnis abhängt, das für den speziellen Anwendungszweck benötigt wird. Je dicker die Wandstärken sind, desto größer ist das Untersetzungsverhältnis, während die Breite von Zahn und Nut dieselbe bleiben kann. Zur Änderung des Übersetzungsverhältnisses ist es lediglich erforderlich, einen Stator mit gleichem Durchmesser einzusetzen, der eine unterschiedliche Nut-Wandstärke aufweist, und die Planetenräder in andere Anordnungslagen auf dem Ring 18 zu bringen.

Dieses Merkmal ist auch auf die Schnecke anwendbar, so daß die Ganghöhe deren Nuten nicht genau dem Winkelabstand zwischen den Zähnen der Lagereinheit entsprechen muß. Diese Flexibilität ermöglicht eine größere Auswahl unter verfügbaren Untersetzungsverhältnissen·

Ein derartiges Getriebe unterscheidet sich von dem bekannten Getriebe auch darin, daß jedes Planetenrad eine Lagereinheit aufweist, die aus einer kreisförmigen Anordnung von radialen Trägern oder Speichen besteht, welche sich von einer zentralen Nabe erstrecken. Die Speichen sind derart ausgebildet, daß sie für sich betrachtet relativ flexibel in den Ebenen sind, in welchen die Achse der Lagereinheit verläuft, daß sie aber ziemlich steif in Umfangsrichtung um die Lagereinheit sind. Vorzugsweise enthalten die Zähne der Lagereinheit eine kreisförmige Anordnung von Stiften oder Rollen, die drehbar an den äußeren Enden der Speichen angeordnet sind. Die Achse jeder Rolle fällt mit der radialen Achse der Speichen zusammen. An jeder Speiche ist eine Rolle befestigt.

Bei einer geeigneten Anordnung der Planetenräder und der Schnecke in dem Gehäuse reicht es aus, wenn nur eine Rolle auf jeder Lagereinheit in einer Statornut eingreift. Die restlichen Rollen dieser Einheit sitzen dann in der Nähe der Führungsoberflächen ihrer betreffenden Nuten. Wenn dann ein Drehmoment auf die Eingangswelle bei minimaler oder nicht vorhandener Belastung ausgeübt wird, kann nur ein Zahn jeder Lagereinheit in Eingriff mit einer Statornut gebracht werden und diese Belastung aktiv übertragen. Wenn jedoch

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die Belastung erhöht wird und das Drehmoment einen maximalen Wert erreicht, können sich die Speiche, welche diese erste eingreifende Rolle trägt, sowie jede einzelne andere Speiche in der Lagereinheit seitlich ausbiegen, also senkrecht zu der Ebene der Lagereinheit, was hotig ist bis absolut alle Zähne ihre betreffenden Führungsflächen berühren und deshalb die Druckkräfte mit gleichen Anteilen übernehmen. Mit anderen Worten besagt dies, daß tatsächlich alle Zähne der Planetenräder sich elastisch seitlich zurückstellen, soweit dies erforderlich ist, um dimensionelle Toleranzunterschiede der Getriebeteile zu kompensieren.

Während die Planetenräder oder Lagereinheiten in der beschriebenen Weise seitlich flexibel sind, sind sie sehr steif in Umfangsrichtung um die Einheit. Deshalb sind die Drehmomente, die auf die Lagereinheiten durch die zentral angeordnete Schnecke ausgeübt werden, praktisch alle gleich. Deshalb erfolgt eine praktisch gleichförmige Bewegung aller Lagereinheit. Als Folge davon übernehmen alle Planetenräder zusätzlich einen Anteil an der gesamten übertragenen Last.

Um gleichmäßige Berührungslinien für alle Lagereinheiten in allen Statornuten beizubehalten und um den Hertz-Druck auf die Berührungsoberflächen der Lagereinheiten und des Stators trotz der unterschiedlichen Beträge der seitlichen Ausbiegung der unterschiedlichen Lagereihheiten möglichst gering zu halten, weisen die Statornuten einen im wesentlichen rechteckförmigen Querschnitt auf und die Rollen der Lagereinheiten werden etwas kegelig ausgebildet., ■(beispielsweise entsprechend größenordnungsmäßig einem Tausendstel cm) , wie im folgenden noch näher erläutert werden soll.

Ein Getriebe gemäß der Erfindung wird deshalb als komplett dynamisches und kinematisches System betrachtet. Die Elastizität der gesamten Anordnung, insbesondere von jeder Lagereinheit wird derart berechnet, daß ein gleichmäßiger Belastungsanteil erzielt wird, insbesondere für 50% der Belastung bis zur maximalen Belastung. Ferner können die totalen Beträge der Ausbiegung der^Speichen der Lagereinheit, das Aufnahmevermögen der Teile für Stöße, sowie die dynamischen Resonanzeigenschaften des Getriebes alle bei der Konstruktion des Getriebes für einen speziellen Anwendungszweck berücksichtigt werden. Bei unterschiedlichen Anforderungen hinsicht-

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lich der übatragung von Drehmomenten kann eine Kompensation in einfacher Weise dadurch erfolgen, daß Lagereinheiten mit unterschiedlichen elastischen Eigenschaften Verwendung finden, die den unterschiedlichen Anforderungen angepaßt sind.

In allen Fällen wird das Getriebe derart ausgebildet, daß alle Rollen der Lagereinheiten zusätzlich einen Anteil der gesamten Belastung aufnehmen, so daß eine übertragung mit gegebenem Drehmoment bei einem Minimum von Gesamtgröße und Gewicht erfolgen kann. Bei einem Getriebe gemäß der Erfindung wird ferner die Verteilung der Belastung um so besser und die Arbeitsweise des Getriebes um so ruhiger, je höher das Drehmoment ist. Dieser Effekt ist genau entgegengesetzt zu der Situation bei bekannten Getrieben dieser Art. Ein Getriebe gemäß der Erfindung ist im Gegensatz zu allen bekannten Getrieben das erste Getriebe, das eine selektive Eigenelastizität aufweist, die speziell an das Drehmoment angepaßt ist, welches das Getriebe übertragen soll, so daß mit einem derartigen System mit minimaler Größe und minimalem Gewicht eine maximale Last angetrieben werden kann.

Anhand der Zeichnung soIL\die Erfindung beispielsweise näher erläutert werden. Es zeigen:

Fig. 1 eine perspektivische Ansicht eines Getriebes gemäß der

Erfindung, von dem Teile weggebrochen sind; Fig. 2 eine Draufsicht auf das Getriebe in Fig. 1, von dem Teile

weggebrochen sind;
Fig. 3 eine vergrößerte perspektivische Teilansicht eines Teils des Getriebes in Fig. 1;

Fig. 4 eine Schnittansicht entlang der Linie 4-4 in Fig. 3; Fig. 5 eine zur Erläuterung der Arbeitsweise des Getriebes in Fig.

1 dienende schematische Darstellung; Fig. 6A eine schematische Darstellung zur Erläuterung der Kräfte, die auf einen Getriebezahn eines bekannten Getriebes dieser

Art ausgeübt werden;
Fi"g.6B eine schematische Darstellung zur Erläuterung der Kräfte, die bei einem Getriebe gemäß der Erfindung ausgeübt werden; und

Fig. 7 eine perspektivische Ansicht einer abgewandelten Ausführungsform einer Lägereinheit für ein Getriebe in Fig. 1.

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Bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel gemäß der Erfindung ist ein Getriebe mit einem Eingangsabschnitt 10 vorgesehen, das eine an einer Welle 12 ausgebildete Schnecke 11 aufweist. Der Eingangsabschnitt 10 ist mit einem Zwischenabschnitt 14 gekoppelt, der eine Anordnung von Planeten-Kugellagereinheiten 16 aufweist, die in Eingriff mit der Schnecke 11 stehen und drehbar in Abständen voneinander auf einem Tragglied angeordnet sind, das bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ein Ring 18 mit einem rechteckigen Querschnitt ist. Das Getriebe enthält ferner einen Ausgangsabschnitt 20 mit einem Gehäuse 22, an dem Laufspuren ausgebildet sind, sowie eine Abtriebswelle 24, die an dem Gehäuse 22 gelagert und mit einem Ring verbunden ist.

Das Gehäuse 22 besteht aus voneinander trennbaren oberen und unteren Abschnitten 22a und 22b, die durch nicht dargestellte Bolzen untereinander verbunden sind. Der untere Gehäuseabschnitt 22b weist einen Flansch 22c mit nicht dargestellten Gewindeöffnungen auf, um das Getriebe an einer stabilen Basis verankern zu können. Das Eingangsdrehmoment wird durch die Welle 12 zugeführt und das Ausgangsdrehmoment wird von der Abtriebswelle 24 abgegeben, die sich relativ zu dem Gehäuse 22 dreht. Die Welle 12 ist an dem Gehäuse 22 mit Hilfe von Lagern 30 drehbar gelagert, die unmittelbar über der Schnecke 11 angeordent sind. Die Welle 12 hat einen Teil mit verringertem Durchmesser, der drehbar an der Abtriebswelle. 24 gelagert ist.

In dem Zwischenabschnitt 14 ist der Ring 18 koaxial zu der Welle angeordnet und die Lagereinheiten 16 erstrecken sich radial nach außen von den Stellen, wo sie in den Laufnuten 11a in der Schnecke 11 angreifen. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel weist jede Lagereinheit eine periphere Anordnung von 6 Zähnen 43 auf. Die zu der Schnecke 11 weisenden Zähne 43 werden davon so geführt, daß eine Drehung der Schnecke in der einen oder anderen Richtung eine entsprechende Drehung der Lagereinheiten 16 um den Ring 18 verursacht. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Lagereinheiten 16 derart ausgebildet, daß sie in einer Anordnung von sechs parallelen, spiralförmigen Laufnuten 36 abrollen, die in einer toroidalen Umhüllung 37 eingeschrieben sind, welche aus oberen und unteren Abschnitten 37a und 37b besteht, die entfern-

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bar in dem Gehäuse 22 angeordnet sind. Bei diesem Ausführungsbeispiel bilden die Laufnuten im wesentlichen ein vielfaches Gewindesystem/ das in dem zu der Schnecke 11 weisenden Bereich unterbrochen ist. Deshalb drehen siei sich um sich selbst zurück, um sechs kontinuierliche Wege für die Lagereinheiten 16 zu bilden.

Wie bei dem erwähnten bekannten toroidalen Getriebe können die Zähne 43 jeder Lagereinheit in unterschiedlichen Laufnuten 36 geführt werden. Deshalb können die sechs Laufnuten 36a - 36f, die in die Umhüllung 37 eingeschrieben sind, die sechs Zähne 43a - 43f an jeder Lagereinheit 16 aufnehmen. Wie aus Fig. 5 ersichtlich ist, greifen zu jedem Zeitpunkt vier Zähne, beispielsweise die Zähne 43a - 43d in Nuten am Stator ein, z.B. in die Laufnuten 36a - 36d, während zwei der Zähne, beispielsweise die Zähne 43e und 43f an der Schnecke 11 angreifen. Wenn eine Lagereinheit 16 um den Ring 18 gedreht wird, so daß ihre vier Zähne 43a - 43d in der Umhüllung 37 sich in ihren entsprechenden Laufnuten 36a - 36d hoch bewegen, wird die gesamte Lagereinheit in einer Richtung um die gemeinsame Achse der Wellen 12 und 24 loewegt. Wenn sich andererseits die Zähne nach unten in ihren betreffenden Laufnuten bewegen, wird die Lagereinheit in der entgegengesetzten Richtung um diese Achse bewegt. Deshalb erfolgt bei der Bewegung jeder Lagereinheit 16 entlang der Umhüllung 37 eine Bewegung jedes der sechs Zähne entlang einem wendeiförmigen Weg in Eingriff mit jeder der sechs Laufnuten in der Umhüllung 37.

Wenn sich die Schnecke 11 in Fig. 1 in der einen oder der anderen Richtung dreht, dreht sie die Lagereinheiten 16 gemeinsam durch den Eingriff mit zwei Zähnen jeder Lagereinheit. Die Lagereinheiten bewegen sich in der einen oder anderen Richtung entlang den Laufnuten 36 und werden dadurch um die Umhüllung 37 bewegt.

Die in Fig. 1 und 2 dargestellten Lagereinheiten 16 sind um den Ring 18 verteilt und in axialer Richtung daran durch einen Satz von keilförmigen Greifbacken 46 fixiert. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind sechs Lagereinheiten und in entsprechender Weise sechs Greifbacken 46 vorgesehen. Jeder Greifbacken besteht aus einem oberen und einem unteren Abschnitt 46a und 46b, welche um den Ring 18 angreifen. Die beiden Abschnitte werden durch nicht dargestellte Bolzen zusammengehalten. Die Leistungsabnahme von dem

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Ring 18 erfolgt mit Hilfe von L-förmigen Armen 56, die zwischen den unteren Abschnitten 46b verbunden sind und einem Teil 58 der Abtriebswelle 24 mit vergrößerten Durchmesser. Der Teil 58 ist in dem Gehäuse 22 durch ein Lager 60 gelagert. Wie bereits erwähnt wurde, ist die Eingangswelle 12 drehbar in der Äbtriebswelle 24 gelagert. Deshalb ist das innere Ende des Wellenteils 58 mit einer nicht dargestellten vertikalen Bohrung zur Aufnahme des Wellenteils der Welle 12 mit verringertem Durchmesser und dem unteren Lager versehen.

Wenn sich die Schnecke 11 in der einen oder der anderen Richtung dreht, werden dadurch die Lagereinheiten 16 durch Eingriff von zwei Kugeln jeder Lagereinheit gedreht. Die rotierenden Lagereinheiten bewegen sich ihrerseits in der einen oder anderen Richtung entlang den Laufnuten 36 und werden dabei entlang der Umhüllung bewegt. Da die Lagereinheiten 16 in axialer Richtung an dem Ring 18 durch die Greifbacken 46 fixiert sind, tragen sie den Ring mit sich, so daß der Ring und die Greifbacken um die Schnecke 11· in dem Gehäuse 22 umlaufen. Wenn sich die.Greifbacken drehen, dreht sich auch die Abtriebswelle 24, die damit mit den Armen 56 verbunden ist. Da das Getriebe epizyklisch ist, ergibt sich eine zweifache übersetzung I. :

I^ = I _ χ I.+ 1

wobei i = Verhältnis der Zahl der Schneckennuten zu der Zahl der Planetenzähne, und

I = Verhältnis der Zahl von Planetenzähnen zu der Zahl von Statornuten.

Beispielsweise können die Ganghöhen der Schnecke und der Statornuten so gewählt werden, daß sechs Umdrehungen der Schnecke 11 für jede RotetLon der Lagereinheiten 16 um den Ring 18 und sechs Umdrehungen der Lagereinheiten um den Stator für jede Drehung des Rings 18 und der Ausgangswelle 24 relativ zu dem Gehäuse 22 benötigt werden, so daß sich eine nominelle totale übersetzung von 36 + 1/1 ergibt. Wenn die Steigungswinkel der Schnecken- und Statornuten in derselben Richtung liegen und das Eingangsdrehmoment über die _. Schnecke zugeführt wird, beträgt das Verhältnis 37:1. Wenn jedoch der Stator gedreht wird und das Aus gangs drehmoment von der Schnekke abgenommen wird, beträgt das Verhältnis 35:1. Wenn die Stei-

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gungswinkel von Schnecke und Stator entgegengesetzt sind, werden die obigen Verhältnisse umgekehrt. Bei den obigen Erläuterungen wurde davon ausgegangen, daß wie bei dem eingangs genannten bekannten Getriebe die Zähne jeder Lagereinheit 16 in unterschiedlichen Statornuten 36a - 36d laufen, so daß die Anzahl von Nuten und Zähnen- geradzahlig teilbar sein muß. Bei dieser Annahme sind die verfügbaren Übersetzungsverhältnisse des Getriebes ziemlich begrenzt. Der Erfindung liegt jedoch die Erkenntnis zugrunde, daß eine Beziehung dieser Art wie bei den erwähnten bekannten Getrieben nicht erforderlich ist, so daß eine größere Auswahl unter mehr Verhältnissen möglich ist.

Die toroidale Umhüllung 37 kann beispielsweise mit einer einzigen Laufnut 36 mit gegebener Steigung versehen sein, welche Nut immer weiter um die Umhüllung verläuft, wobei die Nutwindungen in der zweiten und in der folgenden Windung derselben Nut 36 um den Stator eingeschichtet sind. Die einzige Anforderung besteht darin, daß die Wandstärke zwischen der letzten" und der ersten Nutwindung dieselbe wie die zwischen allen anderen Windungen ist. Bei einer derartigen Ausbildung kann ein spezieller Zahn an einer Lagereinheit, der anfänglich beispielsweise zuerst in der ersten Nut 36 bei dem ersten Umlauf dieser Einheit um den Stator läuft, beim zweiten Umlauf anfänglich in der zweiten Nut 36 laufen. In entsprechender Weise können die übrigen Zähne dieser Einheit in aufeinanderfolgenden Windungen bei aufeinanderfolgenden Umläufen der Lagereinheit um den Stator laufen. Im Gegensatz zu bekannten Getrieben beispielsweise im Gegensatz zu Stirnradgetrieben,, die Zähne und Zahnabstände von gleichem Winkelabstand erfordern, ergibt sich für die Lagereinheiten 16 eine derartige Beschränkung nicht. Daraus ist ersichtlich, daß eine Vielzahl von Übersetzungsverhältnissen in demselben Getriebe erzielt werden können, in dem einfach die Wandstärke zwischen den Windungen der einzigen Nut 36 geändert wird, wodurch die Ganghöhe der Nut geändextwird. Die Breiten der Nuten und der Zähne der Lagereinheiten können dabei gleich bleiben, was auch hinsichtlich des Durchmessers des Stators gilt, was besonders wichtig ist. Die Beibehaltung·des Durchmessers des Stators ermöglicht die Normierung der Komponenten. Im Gegensatz zu anderen bekannten Getrieben ist es deshalb nunmehr möglich, unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse zu erzielen und trotzdem denselben

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Durchmesser des Stators, dieselbe Schnecke und dieselben Planetenräder beizubehalten. Diese Änderung kann in einfacher Weise dadurch erfolgen, daß andere Abschnitte 37a und 37b in das Gehäuse 22 eingesetzt werden, welche Abschnitte Nutenwandstärken zwischen etwa 6,35 mm (1/4 Zoll) und 50,8 mm (2 Zoll) aufweisen können, um mehr Übersetzungsverhältnisse bei Verwendung sonst gleicher Elemente des Getriebes vorsehen zu können. Dasselbe Prinzip kann auch auf die Schnecke 11 innerhalb gewisser Grenzen angewandt werden. Beispielsweise kann anstelle der Verwendung eines vielfachen Gewindesystems auf der Schnecke ein einziges Gewinde verwendet werden. Die Schnecke kann sogar mit weniger als einem vollständigen Gewindegang pro Umdrehung versehen werden, so daß sie beispielsweise die Hälfte der Ganghöhe der Sahne der Lagereinheit aufweist, wobei sich für eine Lagereinheit mit sechs Zähnen ein übersetzungsverhältnis von 6/1 χ 2/1 oder 12:1 ergibt. Für die meisten Anwendungsfälle hat die Schnecke zwischen einem und sechs Gewindegängen. In der Praxis können mit einem derartigen Getriebe in einfacher Weise Übersetzungverhälthisse innerhalb des folgenden Bereichs erzielt werden: I « 1/6, 2/6, 3/6_%... 6/6 und I = 6/36, 6/37, 6/38

W JL

.... 6/120. Aus Gleichung 1 ergibt sich, daß damit das Gesamtverhältnis I. ' zwischen einem Minimum 1/6 und einem Maximum 1/240 liegen kann.

Das Getriebe gemäß der Erfindung unterscheidet sich grundsätzlich von dem erwähnten bekannten Getriebe vergleichbarer Art hinsicht-Ifch der Konstruktion der Lagereinheiten 16 und der Ausbildung der Stator- und Schneckennuten. Insbesondere ergibt sich aus Fig. 3 und 4, daß jede Lagereinheit 16 aus einer zylindrischen Nabe 92 besteht, von der eine radiale Anordnung von keilförmigen Speichen 9 4 vorragt, die jeweils von benachbarten Speichen durch einen schmalen radialen Schlitz 96 getrennt sind, der sich von der Nabe 92 zu dem Umfang der Speichenanordnung erstreckt. Die dargestellte Lagereinheit 16 weist sechs derartige Speichen und sechse derartige Schlitze auf. Zentriert um das äußere Ende jeder Speiche ist ein stationärer Stift oder vorzugsweise eine Rolle 98. Jede Rolle ist drehbar an dem Ende ihrer Speiche durch einen Bolzen 102 angeordnet, der in das äußere Ende der Rolle versenkt ist und in eine Gewindeöffnung 1o4 in der Speiche eingeschraubt ist. Wie am besten aus Fig. 4 ersichtlich ist, ist die Außenfläche 98a jeder Rolle

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etwa ballig aus Gründen ausgebildet/ die später noch näher erläutert werden sollen. In der Zeichung ist diese ballige Ausbildung der Deutlichkeit halber übertrieben dargestellt. Die Ausbauchung beträgt größenordnungsmäßig nur mehrere Tausendstel mm. Aus Fig. 3 und 4 ist ferner ersichtlich das die gegenüberliegenden Seiten jeder Speiche 94 bogenförmige Nuten 94a angrenzend an die Nabe 92 aufweisen, welche Nuten zusammen auf jeder Seite der Lagereinheit einen Kreisring um die Nabe bilden. Deshalb weist jede Speiche eine seitliche Einbuchtung angrenzend an die Nabe 92 auf/ so daß jede Speiche 9 4 sich seitlich relativ-zu den anderen Speichen in Richtung des Doppelpfeils A in Fig. 4 ausbiegen kann, also in einer Ebene,/hex die Drehachse der Lagereinheit 16 liegt. Die Nabe und die Speichen bestehen aus einem Material wie Stahl, das einen geeigneten Elastizitätsmodul aufweist/ so daß jede Speiche 9 4 ausreichend flexibel und elastisch ist, damit die Speiche in ihre normale, in Fig. 4 dargestellte ungespannte Lage zurückkehrt, wenn eine Speiche seitlich um einen Betrag ausgebogen wird, welchen deren Federkante nicht überschreitet.

Während jede Speiche flexibel und elastisch in der seitlichen Richtung ist, ist sie in der Umfangsrichtung verhältnismäßig steif, weil ein verhältnismäßig langer bogenförmiger Grenzbereich mit der Nabe 92 vorhanden ist. Diese Steifigkeit ist erforderlich, weil irgendeine beträchtliche Ausbiegung in dieser Richtung eine Verzögerung der Bewegung und damit einen ungleichförmigen Antrieb der Last bedeuten würde. Deshalb besitzen die Speichen 94 und die daran drehbar befestigten Rollen 98 im Idealfall eine Konstruktion, bei der nur ein einziger Freiheitsgrad vorhanden ist, nämlich seitlich in einer Ehene, in der die Achse der Lagereinheit liegt.

Wie am besten aus Fig. 4 ersichtlich ist, ist eine Hülse 108 drehbar in der Nabe 92 mit Hilfe von ringförmigen Lagereinheiten 116 angeordnet. Die Hüle 108 hat eine zentrale öffnung 114 mit einem rechteckförmigen Querschnitt, der zur Aufnahme des Rings 18 dient, so daß die Hülee 108 unverdrehbar an dem Ring befestigt ist.

Fig. 5 zeigt schematisch die verschiedenen Lagen der Zähne 43 einer typischen Lagereinheit relativ zu den Nutenwänden von Schnecke und Stator. In Fig. 5 ist die Schnecke 11 im Profil dargestellt, während die Statornuten 36 von einer unterschiedlichen Richtung ge-

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zeigt sind, um deren Steigungswinkel erkennen zu lassen. Wenn alle Lagereinheiten 16 am Ring 18 angeordnet sind und die beiden Gehäuseabschnitte 22a und 22b wie in Fig. 1 aneinander befestigt sind/ greift mindestens ein Zahn 43 (also dessen Rollen 98) jeder Lagereinheit gewöhnlich an der Seitenwand einer Statornut an. Je nach den Herstellungstoleranzen oder den dimensionellen Abweichungen der Getriebeelemente liegen andere Zähne jeder Lagereinheit in unterschiedlichen Abständen in der Nähe der Wände deren betreffenden ßtatornuten. In entsprechender Weise können eine oder mehrere Rollen jeder Lagereinheit an oder in der Nähe der Wände der Nuten in der Schnecke 11 sitzen. Aus der Figur ist ersichtlich/ daß einer seits die Zähne 43c geeignet an der Wand der Statornut 36c angreifen, während die Zähne 43a und 43b darüber von den betreffenden Nutenwänden 36a und 36b um unterschiedliche Beträge E getrennt sind. In entsprechender Weise ist der Zahn 43d unter dem angreifenden Zahn in einem Abstand von der Wand seiner Nut 36d befindlich.

In entsprechender Weise haben die beiden untersten Zähne 43e und 43f, die gegenüber der Schnecke 11 angeordnet sind, einen Abstand von den Wänden der Laufnuten entsprechend unterschiedlichen Beträgen E.

Damit also mehr als ein Zahnpaar in den betreffenden Lauf nuten zu einem gegebenen Zeitpunkt bei fehlender Belastung eingreift, wären praktisch keine dimensionellen Abweichungen an allen Belastung übertragenden Oberflächen des Getriebes zulässig. Da eine derartige Perfektion praktisch unmöglich ist, besitzen die verschiedenen Zähne einer typischen Lagereinheit 16 gewöhnlich einen Abstand von diesen idealen Stellen des Eingriffs entsprechend unterschiedlichen Beträgen E, wie in Fig. 5 dargestellt ist. In entsprechender Weise besitzen die Zähne 43 an den anderen Lagereinheiten 16 unterschiedliche Abstände von ihren Ideallagen der Berührung mit den betreffenden Nutenwänden.

Wenn die Eingangswelle 12 beispielsweise im Uhrzeigersinn bei Betrachung von Fig. 1 und 5 gedreht wird, übt die Schnecke 11 eine Antriebskraft D nach unten gegen die Zähne 43e und 43f aus, die gegenüber der Schnecke angeordnet sind. Da die Speichen 94 jeder Lagereinheit 16 in Umfangsrichtung starr sind, führt diese Antriebskraft D sofort zu einer Drehung jeder Lagereinheit, ein-

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schließlich aller ihrer Zähne 43 um den Ring 18. Wenn die Speichen in dieser Richtung flexibel wären, ergäbe sich eine unerwünschte Verzögerung der Drehbewegung jeder Lagereinheit, wodurch eine beträchtliche Ungleichmäßigkeit der Bewegung des Rings 18 und der Abtriebswelle 2 4 bewirkt würde. Da nur einer oder wenige der Zähne 43a - 43c an den Wänden der betreffenden Statornuten 36 angreifen, wenn die Abtriebselle 2 4 wenig oder nicht belastet ist, tragen nur die eingreifenden Zähne, beispielsweise der Zahn 43c die Druckbelastung L.

Wenn jedoch die Belastung L der Abtriebswelle 24 ansteigt und das Eingangsdrehmoment den durch die Konstruktion vorherbestimmten maximalen Wert erreicht, biegt sich die elastische Speiche 94 des eingreifenden Zahns (des Zahns 43c in Fig. 5) elastisch seitlich aus bis ein anderer Zahn, z.B. der Zahn 43b an seiner Nutenwand angreift. Die diesen Zahn tragende Speiche 94 biegt sich dam in derselben Weise aus, bis der nächste und alle übrigen Zähne 43 sich soweit ausbiegen, um mit ihren betreffenden Führungsflächen in Berührung zu gelangen und so die Belastung L aufzuteilen. Dann haben praktisch alle Zähne 43 neue seitliche Lagen innerhalb eines vorberechneten elastischen Bereichs R der elastischen Speichen eingenommen, Durch das Ausbiegen aller Lagereinheiten in derselben Weise werden alle dimensioneilen Abweichungen oder Fehler E zwischen den verschiedenen Zähnen und den Wänden der betreffenden Nuten der Schnecke un des Stators kompensiert. Es ist sehr wichtig, daß wegen der selektiven Elastizität der Lagereinheiten 16 diese Ausbiegungen erzielt werden, während der Gesamtwirkungsgrad des ~ Getriebes ansteigt, weil jetzt alle Lagereinheiten 16 die Belastung unter sich mit gleichen Anteilen aufteilen.

Fig. 7 zeigt ein abgewandeltes Ausführungsbeispiel einer Lagereinheit. Die Lagereinheit besitzt die Form eines Sterns 110, dessen Arme 11Oa in den Rollen 98 enden. Die Arme 11Oa entsprechen den Speichen 94, indem sie steif in der Richtung um die Einheit aufgrund ihrer dreieckförmigen Ausbildung sind, aber elastisch in seitlicher Richtung, weil sie in dieser Richtung verhältnismäßig dünn sind. Eine derartige Lagereinheit ergibt dieselben Vorteile wie die beschriebene Lagereinheit 16.

Wenn alle Lagereinheiten die Belastung aufteilen, kann die Bedin-

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gung für den Ausgleich, von Spannungen berechnet werden. Die Kraft F1 auf die !
trägt dann:

F1 auf die Schnecke für ein gegebenes Eingangsdrehmoment T. be-

T.

izC2>

⁴ nbr.,
wobei r, = effektiver Radius der Schnecke, b = Anzahl von an der Schnecke angreifenden Zähnen, η = Anzahl der Lagereinheiten, und T. = Eingangsdrehmoment.

Die Kraft F1 bewirkt eine Kraft F2 (Fig. 3) auf jeden Zahn:

F T
F₂ = —! —^ (3)

tan ^ nbr^ · tan wobei bi - Ganghöhe der Schnecke.

Die Kraft F2 verursacht, daß die Lagereinheiten sich entlang den Statornuten mit einem mittleren Führungswinkel β bewegen, wodurch eine dritte Kraft F3 (Fig. 3) an jedem Zahn bewirkt wird, die entlang der Achse der Lagereinheit gerichtet ist:

a · tan /5 bnar- - tani<»tan/j

wobei a = Anzahl der am Stator angreifenden Zähne und /? = Füh rungs winkel der Statornuten.

Daraus ergibt sich mit Hilfe von T. :

Ti_n r, na

^ ' tancx · tan/5

wobei η verschwindet und nur das Verhältnis der Radien und die Verhältnisse der eingreifenden iähne übrig bleiben, wobei der vorherrschende Faktor das Produkt des Tangens der Führungswinkel Oi und /3 ist. Es ist als erfindungswesentlich zu beachten, daß die Führungswinkel nicht mehr durch die Anforderung begrenzt sind, die Rückbewegung desselben Zahns in dieselbe Nute bei einer Umdrehung der Abtriebswelle zu bewirken. Dadurch können große Bereiche von Verhältnissen und Drehmomenten zur Verfügung gestelLt werden. Das Ausgangsdrehmoment T _t wird durch die Kräfte F3 aller Lagereinheiten erzeugt und kann beschrieben werden durch:

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T , *= i F- χ r- = nar-F-out 3 3 3 3

wobei r₃ = Abstand der Achsen der Planetenräder und der Schnecke.

Die Kräfte F1 bis F3 verursachen Spannungen, die ihrerseits die Lebensdauer des Getriebes begrenzen und dessen Gesamtgröße und Gewicht bestimmen. Um im Idealfall eine lange Lebensdauer bei minimaler Größe zu erzielen, ergibt sich für entsprechende Kräfte aus den Gleichungen 2,3 und 4 :

F F

F₁ *2 *3 -J «, = (7)

b . !-v; S. /5 COS /O

m ^νΛ in /

Aufgrund der selektiven Elastizität der Lagereinheiten 16 werden derartige Spannungen gleichförmig auf diese Einheiten verteilt, weil sich jeder Zahn um den folgenden Betrag d ausbiegt:

d = IEF₃ (8)

wobei 1 = Länge eines Zahns der Lagereinheit,

E = Elastizitätsmodul des Zahns, und F₃ = Druckkraft auf diesen Zahn.

Durch geeignete Auswahl der Werte von I und I zusammen mit a, b und n, um so nahe wie möglich die erwähnte Spannungsgleichheit anzunähern, kann eine optimale kompakte Konstruktion des Getriebes bei minimaler Größe, bei minimalem Gewicht und geringsten Kosten bei gegebenem Anwendungszweck erzielt werden. Bei einem derartigen Belastungsausgleich wird die Belastung jedes Zahns, oder genauer dessen Kontaktpunkt mit seiner Statornut bei einer gegebenen Kraft F3 ein Minimum.

Wie bereits erwähnt wurde, haben vorzugsweise die Nuten 11a der Schnecke und die Statornuten 36 einen rechteckförmigen Querschnitt zur engen Aufnahme der Zähne 43, also deren Rollen 98. Ferner sind die Außenflächen 9 8a der Rollen vorzugsweise leicht ballig ausgebildet. Diese Form wird aus mehreren Gründen gewählt. Wenn die Zähne wie in Fig. 6A Kugeln sind und die Statornuten einen bogenförmigen Querschnitt wie bei bekannten Getrieben aufweisen, wird die Kraft F3 durch die Lagereinheit U auf die Kugel B an der Stelle P ausgeübt. Diese Kraft kann in eine Komponente Fc zerlegt werden,

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die sich von der Stelle P durch den Punkt C erstreckt, wp die Kugel tatsächlich den Stator S berührt. Die andere Komponente Fr der Kraft F3 weist radial nach innen zu der Schnecke 11 und drückt die Kugeln aus den Statornuten. Diese Kraft drückt die Lagereinheit U gegen die Schnecke 11 und verursacht eine nutzlose Belastung der Struktur auf die verschiedenen Elemente wie die Schnecke, den Ring 18 und die Gehäuse der Lagereinheiten. Ferner wird dadurch die Belastbarkeit des Getriebes begrenzt.

Die runde Zahnform bewirkt ferner einen übermäßigen Hertz-Druck an den Berührungsstellen zwischen den Zähnen und ihren betreffenden Nutenwänden, was neben der Erzeugung unerwünschter Deformationen dazu führen kann, daß der Schmierfilm an diesen Stellen unterbrochen wird, wodurch sich eine erhöhte Abnutzung ergibt.

Die Verwendung balliger Rollen an den Lagereinheiten und rechteckförmiger Nuten der beschriebenen Art vermeidet jedoch das Auftreten der genannten Schwierigkeiten. Wie aus Fig. 6B ersichtlich ist, wirkt dann die Kraft F3 entlang einer Linie, die durch das Zentrum des Zahns und die Berührungsstelle C zwischen dem Zahn und der Seitenwand der Nut bestimmt ist. Wie aus Fig. 6B ersichtlich ist, tritt dann keine Kraftkomponente Fr auf, durch welche die Rolle aus der Nut herausgedrückt würde. Dies, bedeutet, daß kein Andruck der Lagereinheiten gegen die Schnecke erfolgt, und daß eine minimale Belastung und Deformation der Einzelteile und eine geringere Abnutzung aufgrund einer verbesserten Schmierung erfolgt. Bei gegebener Belastung ist ferner der Andruck aufgrund der Kraft F3 wesentlich geringer in Fig. 6B als bei einer bekannten Ausbildung entsprechend Fig. 6A.

Bei einem toroidalen Getriebe gemäß der Erfindung ist die Zahnbelastung pro Flächeneinheit an der Berührungestelle durch einen elliptischen Berührungsbereich zwischen der balligen Walze und der ebenen Berührungsfläche der Statornut gekennzeichnet. Wie bereits erwähnt wurde, ist die ballige Ausbildung gering und dient lediglich zur Kompensation-der seitlichen Ausbiegung der Planetenarme bei Belastung. Als Beziehung zwischen der Deformation der Rolle und der Wand und dem auftretenden Druck ergibt sich deshalb:

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cf

COS

/3

(9)

wobei E = Elastizitätsmodul,

d = Durchmesser der Rolle oder der Kugel, und ei = Deformation.

Die Gleichung 9 ist praktisch in gleicher Weise gültig für rollenförmige wie für kugelförmige Zähne. Beim Vergleich der Deformationen bei einer Rolle oder einer Kugel ergibt sich jedoch, daß die Rolle einen großen bestimmenden Radius neben dem normalen Durchmesser hat, welcher einen effektiven Mittelwert für d bewirkt, der etwa zehnmal größer als normal ist. Beim Einsetzen in Gleichung 9 bedeutet dies :

^d Bolle ^eV 1Od

Bei einer Deformation der balligen Rolle nur um etwa 1/3, verringert sich der Druck pro Flächeneinheit sehr stark und beträgt deshalb 1/10 des Drucks oder der Belastung auf die Kugel bei derselben Kraft F3.

Zusätzlich bedingt der Berührungswinkel bei einem toroidalen Antrieb mit Kugeln die Schwierigkeit, daß eine Kraftverstärkung zwischen Kugel und Nut erfolgt. Die Kraft F3 erzeugt eine Berührungskraft Fc:

FC

cos/3 ο cos O

wobei /j β Führungswinkel der Statornut, und Berührungswinkel zwischen Kugel und Nutprofil.

Bei einem Berührungswinkel von 30° wird die Kraft Fc über 30% größer als die ursprüngliche Kraft F3, wie aus Fig. 6A und 6B ersichtlich ist. Die Erhöhfung der Kraft um %/3 multipliziert mit den Berührungsflächen-Belastungen zeigt die wesentlichen Vorteile bei der Verwendung von Rollen im Vergleich zu Kugeln« Diese Feststellung ist in Verbindung mit dem Problem der unelastischen Eigenschaften von Lagereinheiten mit Kugeln zu betrachten, im Vergleich

zu den elastisch ausgebildeten Planetenrädern, deren selektiv flexible Arme eine gleichförmige Belastungsverteilung gewährleisten.

Wenn beispielsweise aufgrund der Materialauswahl der Hertz-Druck

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auf etwa 90 kg/mm begrenzt ist, was etwa dem 1,4-fachen der maximal zulässigen Belastung entspricht, müßte eine Konstruktion entsprechend Fig. 6A bei gleicher Leistung etwa um das 4-fache größer und schwerer sein. Wenn also die auftretenden Druckbelastungen bei beiden Konstruktionen dieselben sind, ergibt sich beim Getriebe gemäß der Erfindung eine um 40% geringere Druckbelastung.

Die beschriebene Form der Rollen hat auch zur Folge, daß die Rollen verhältnismäßig unempfindlich hinsichtlich der Tiefe und des Durchmessers der Schnecken- und Statornuten sind. Dadurch wird ferner gewährleistet, daß bei einer Belastung des Getriebes die Speichen ausgebogen werden, so daß die Beruhrungs linien der Rollen mit den Nutenwänden gleichförmig für alle Lagereinheiten sind. Praktische Erprobungen haben gezeigt, daß bei einer derartigen Konstruktion das Getriebe ruhig, glatt und gleichförmig arbeitet.

Bei einem vorgegebenen Getriebe wird die Elastizität der Speichen in den Lagereinheiten 16 derart berechnet, daß eine gleichmäßige Belastungsverteilung erfolgt, insbesondere zwischen 50% der maximalen Belastung und der maximalen Belastung. Der Gesamtbetrag der Speichenausbiegung, die Schockbelastbarkeit sowie die dynamischen Resonanzeigenschaften des Getriebes als Ganzes finden bei Konstruktion des Getriebes für einen speziellen Verwendungszweck Berücksichtigung. Der kritische Faktor bei einer derartigen Konstruktion besteht darin, daß alle Zähne 43 zusätzlich einen Anteil der Gesamtbelastung aufnehmen, wenn ein Drehmoment übertragen wird, falls das Getriebe beträchtlich kleiner ist und ein geringeres Gewicht hat als vergleichbare Getriebe bekannter Art. Deshalb muß das Planetensystem des Getriebes als dynamisches und kinematisches Gesamtsystem betrachtet werden, dessen Eigenelastizität dem erwarteten Drehmoment angepaßt ist, um die Zielsetzungen der Erfindung zu erreichen. Es wurden Getriebe diser Art hergestellt, die bei demselben Drehmoment und dergleichen Lebensdauer nur etwa 1/5 der Größe und 1/5 des Gewichts bekannter Getriebe bei gleichem Drehmoment,

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gleichen Belastungseigenschaften und vergleichbarer Lebensdauer aufweisen.

Ferner können die Zähne der Lagereinheiten derart vorgelastet werden, daß kein Spiel der Getrieberäder vorhanden ist. Dies kann in einfacher Weise dadurch erzielt werden, daß einige Lagereinheiten 16 entlang dem Ring unter Verwendung von Abstandsscheiben derartig versetzt werden, daß dadurch deren Rollen an den gegenüberliegenden Seiten ihrer betreffenden Nuten angreifen.

Ferner kann eine andere Technik verwendet werden,um die selektive Elastizität der Zähne der Lagereinheiten in der beschriebenen Weise zu erzielen. Beispielsweise können die Speichen 94 starr ausgebildet werden und Bolzenoder Stife 102 gleitend in öffnungen 104 an den Enden der Speichen angeordnet werden, welche öffnungen in der seitlichen Richtung länglich ausgebildet sind. Dann können vorspannende Einrichtung wie Federn zwischen den gegenüberliegenden Enden der öffnungen und den Stiften angeordnet werden, um den Stift zu dem Zentrum seiner öffnung vorzuspannen, so daß die zugeordnete Rolle sich normalerweise in einer neutralen Lage auf der Speiche befindet. Wenn dann die Einheit in dem Gehäuse 22 installiert wird, und ein Drehmoment ausgeübt wird, biegen sich die Stifte und Rollen seitlich aus, um die Belastung gleichmäßig auf alle Lagereinheiten in der beschriebenen Weise zu verteilen.

Die Erfindung ist nicht nur auf toroidale Getriebe anwendbar, sondern auch in linearen Spindelantrieben, bei denen das die Lagereinheiten tragende Glied nicht als Ring 18 sondern geradlinig ausgebildet ist. In diesem Fall werden die Laufnuten 36 auf der' Innenwand einer rohrförmigen Umhüllung ausgebildet und die Lagereinheiten drehbar an einer Welle angeordnet, die sich entlang der Achse des Rohrs erstreckt. Die Lagereinheiten können dann in der beschriebenen Weise durch ein längliches Stirnrad angetrieben werden, das sich parallel zu dem Rohr erstreckt und an den Lagereinheiten über einen in Längsrichtung verlaufenden Schlitz in dem Rohr angreift. Eine Drehung der Lagereinheiten verursacht dann eine Bewegung der Welle entlang der rohrförmigen Umhüllung. Ferner können dieselben Binzipien auf Planetenradelemente angewendet werden, wie beispielsweise invertierte Kugellager, in welchen die Belastung L im wesentlichen senkrecht zu der antreibenden Kraft F

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auftritt.

Aus den obigen Ausführungen geht deshalb hervor, daß ein verbessertes Getriebe geschaffen wurde, das insbesondere speziell ausgebildete Lagereinheiten 16 aufweist, die Speichen enthalten, welche flexibel und elastisch in seitlicher Richtung aber verhältnismäßig steif in Umfangsrichtung sind. Bei Verwendung derartiger Lagereinheiten können maximale Antriebskräfte auf die Lagereinheiten übertragen werden und gleichzeitig können die Lagereinheiten erforderlichenfalls ausbiegen, um ihre Zähne oder Rollen in geeigneter Weise in den verschiedenen Nuten eingreifen zu lassen, in denen sie abrollen, so daß die Belastung bei der Übertragung gleichmäßig unter den verschiedenen Lagereinheiten aufgeteilt wird. Deshalb enthält das Getriebe ein vollständiges kinematisches/dynamisches System, dessen Elastizität speziell darauf zugeschnitten ist, Herstellungstoleranzen der Getriebeelemente und äußere Drehmoment-Belastungen zu berücksichtigen.

Mit einem Getriebe gemäß der Erfindung können gleichförmige und ungleichförmige Belastungen in entsprechend vorteilhafter Weise übertragen werden. Ferner sind hohe Drehzahlen selbst bei hohen Belastungen in beiden Richtungen möglich. Aufgrund der vorteilhaften Ausnutzung der Eigenschaften der Lagerflächen und des Ausgleichs der Belastung entlang der gesamten Lagerteile, besitzt das Getriebe ein sehr großes Verhältnis von Leistung zu Größe und kann entweder für eine Erhöhung der Drehzahl oder eine Untersetzung bei einer Vielzahl von Übersetzungsverhältnissen verwendet werden, so daß sich wesentliche Vorteile auf dem Gebiet der Planetengetriebe, Wechselgetriebe oder dergleichen ergeben. Da ferner keine besondere Beziehung zwischen der Ganghöhe der Nuten und^:der Getriebezähne beibehalten werden, muß, ist ein großer Bereich von Übersetzungsverhältnissen verfügbar, indem einfach die Statorumhüllung 37 ausgewechselt wird. Dieselbe grundsätzliche Einheit kann ferner unterschiedlichen Anforderungen-bei einer Drehmoment-Übertragung für unterschiedliche Anwendungszwecke angepaßt werden, indem im Austausch Lagereinheiten eingesetzt werden, die andere elastische Eigenschaften aufweisen. Dadurch ergibt sich auch eine wesentliche Vereinfachung der Lagerhaltung, wenn unterschiedliche Ubertragungsverhältnisse von Interesse sind.

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Zusammenfassend sind deshalb die wesentlichen Merkmale der Erfindung in einem besonders kompakten Zahnradgetriebe mit einer oder mehreren schraubenförmigen Laufspuren mit einer gemeinsamen Achse zu sehen, wobei sich eine Welle entlang der Achse erstreckt, eine oder mehrere Lägereinheiten axial fixiert zu der Welle sind, deren Umfang in rollendem Eingriff mit den Laufspuren steht. Es ist eine Einrichtung zum Drehen der Lagereinheiten um die Achse vorgesehen, so daß die Lagereinheiten entlang den Laufspuren abrollen und die Welle entlang der Achse betätigt. Jeder Lagereinheit enthält eine Nabe, eine kreisförmige Anordnung von radial außerhalb der Nabe befestigten Rollen, sowie eine elastische Einrichtung zur drehbaren Verbindung jeder Rolle mit der Nabe, so daß jede Rolle steif in den Umfangsrichtungen entlang der Anordnung ist, aber relativ elastisch in Ebenen, welche die Längsachse der Nabe enthalten. Bei Belastung des Getriebes werden die Rollen seitlich ausgebogen, soweit dies erforderlich ist, um eine gleichförmige Berührung zwischen allen Rollen und deren betreffenden Wänden der Laufspur zu erzielen, so daß die Belastung gfeichförmig auf alle Lagereinheiten verteilt wird-

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Claims

Patentansprüche

1.) übersetzungsgetriebe mit einer oder mehreren Laufnuten mit einer gemeinsamen Achse, mit einer sich entlang der Achse erstreckenden Welle, mit mindestens einer axial zu der Welle fixierten Lagereinheit, deren Umfang in rollendem Eingriff mit den Laufnuten steht, sowie mit einer Einrichtung zum Drehen jeder Lagereinheit um die Achse, so daß jede Lagereinheit entlang den Laufnuten abrollt und die Welle entlang der Achse vorschiebt, dadurch gekennzeichnet, daß jede Lagereinheit (16) eine Nabe (92), eine kreisförmige Anordnung von Zähnen (43) radial außerhalb der Nabe, sowie eine Einrichtung (9 4) für eine derartige Verbindung der Zähne mit der Nabe aufweist, daß jeder Zahn unabhängig von den anderen Zähnen elastisch verbiegbar in einer Ebene ist, welche die Längsachse der Nabe enthält, aber nicht in Umfangsrichtung um die Nabe, so daß bei einer Belastung des Getriebes jeder Zahn in dieser Ebene soweit ausgebogen wird, wie es für eine gleichförmige Verteilung der Belastung zwischen allen Lagereinheiten erforderlich ist.

Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichn et, daß jede Verbindungseinrichtung eine radiale Speiche (94) ist, die derart ausgebildet und angeordnet ist, daß sie relativ flexibel und elastisch in einer

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Ebene ist, welche die Achse enthält, aber verhältnismäßig steif in Umfangsrichtung der Anordnung der Zähne.

3. Getriebe nach Anspruch 2, dadurc-h gekennzeichnet, daß jede Speiche (9 4) keilförmig in Umfangsrichtung ausgebildet ist und eine seitliche Ausnehmung (94a) in der Nähe der Nabe (92) aufweist, so daß das freie Ende der Speiche etwas flexibel und elastisch in den seitlichen Richtungen, aber relativ steif in den Umfangsrichtungen ist.

4. Getriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennze ichnet, daß jeder Zahn eine Rolle (9 8) und eine Einrichtung (102) zur Befestigung jeder Rolle an dem feien Ende einer Speiche (94) aufweist.

5. Getriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzei chnet, daß die Außenfläche (98a) jeder Rolle leicht ballig ausgebildet ist, und daß jede Laufnut (36) einen im wesentlichen rechteckförmigen Querschnitt aufweist.

6. Getriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennr· zeichnet, daß eine Einrichtung zum Verschieben einer Lagereinhait (16) entlang dem Träger (18) vorgesehen ist, um zumindest einen der Zähne der Einheit in der Ebene derart zu versetzen, daß praktisch kein Spiel bei Drehung der Lagereinheit vorhanden ist.

7. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß jede Laufnut einen im wesentlichen rechteckförmigen Querschnitt· aufweist, und daß jeder Zahn eine-Rolle (98) aufweist, die in der Laufnut angreift.

8. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Außenfläche (9 8a) jeder Rolle leicht ballig ausgebildet ist.

9. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß eine Einrichtung zum Versetzen mindestens einiger der Zähne der Einheit in den -Ebenen vorgesehen ist, so daß bei einer Drehung der Lagereinheit praktisch kein Spielraum zwischen der Einheit und den Lauf nuten vorhanden ist.

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10. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß eine einzige Laufnut in der Form eines Toroids mit einer Vielzahl von Windungen vorgesehen ist, so daß die Laufspur-Windungen eingebettet sind, daß die Wandstärke zwischen dem Ende der letzten Laufspur-Windung und dem Anfang, der ersten Laufspur-Windung gleich der Wandstärke zwischen den restlichen angrenzenden Windungen der Laufspur sind.

11. Getriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichn et, daß sich die Breite der Wandstärke von der Breite der Laufspur unterscheidet.

12. Getriebe nach Anspruch 1, das ein Planetenrad aufweist, dadurch gekennzeichnet, daß das Planetenrad eine Nabe hat, eine kreiförmige Anordnung von Zähnen radial außerhalb der Nabe, sowie eine Einrichtung zur Verbindung jedes Zahns mit der Nabe, wobei die Verbindungseinrichtung an der Nabe in Umf an gs richtung entlang der Z ahn anordnung befestigt ist, aber elastisch in einer Ebene ausbiegbar, welche die Längsachse der Nabe enthält, so daß dimensionelle Unterschiede und Abweichungen kompensiert werden, wenn eine Anzahl derartiger Getriebeelemente gemeinsam in einer Umhüllung angetrieben werden, die Laufspuren zur Aufnahme der Zähne aufweist.

13. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß es eine Eingangswelle (12), eine Abtriebswelle (24) und ein oder mehrere Räder zur Übertragung einer Drehbewegung zwischen den beiden Wellen aufweist, daß jedes Rad eine kreisförmige Anordnung von Zähnen aufweist, welche steif in Umfangsrichtung der Zahnordnung aber elastisch verbiegbar in Ebenen sind, welche die Drehachse des Rads enthalten, welche Elastizität derart ausgebildet ist, daß bei einer"Drehung einer der Wellen und bei einer Belastung der anderen Welle das Getriebe eine Eigenelastizität aufweist, die entsprechend den Herstellungstoleranzen der inneren Elemente und den äußeren Eigenschaften hei der Belastung durch Drehmomente bestimmt ist.

14. Verfahren zur Herstellung eines Getriebes nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Elastizität derart bestimmt wird, daß bei Drehung einer der Wellen und

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bei Belastung der anderen Welle durch ein Drehmoment das Getriebe eine Eigenelastifcität aufweist, welche die Herstellungstoleranzen seiner inneren Teile und die Belastung durch ein äußeres Drehmoment berücksichtigt.

15. Verfahren zur Herstellung eines Getriebes nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß jede Lagereinheit mit einer Anzahl von Zähnen versehen wird, die starr in Umfangsrichtung entlang dem Umfang der Einheit aber relativ elastisch in den Ebenen sind, welche die Drehachse der Lagereinheit enthalten.

16. Verfahren nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Elastizität der Zähne derart ausgewählt wird, daß die Herstellungstoleranzen der Getriebeteile und die äußeren Belastungen durch Drehmomente berücksichtigt werden.

17. Verfahren zur Herstellung eines Getriebes nach Anspruch 1,wo- · bei es eine oder mehrere schraubenförmige Laufspuren enthält, die eine Anzahl von Laufspur-Windungen mit einer gemeinsamen Achse begrenzen, mit einer sich entlang der Achse erstreckenden Welle mit mindestens einem Planetenrad, das axial an der Welle fixiert ist und mit seinen Zähnen in rollendem Eingriff mit den Laufspur-Windungen steht, sowie mit einer Schnecke zum Drehen des Rads um die Achse, dadurch . g e kennzei chnet, daß die Anzahl der Laufspur-Windungen oder der Gewindegänge der Schnecke derart geändert wird, daß ein Vielfaches der Anzahl der Zähne auf dem Flanetenrad für jede Umdrehung des Planetenrads um die Schneckenachse nicht erforderlich ist, wobei aber die Wandstärke »wischen den Laufspur-Windungen ohne Änderung des Durchmessers des Gehäuses, der Schnecke oder des Planetenrads geändert wird.

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