EP0642637A1 - Umlaufgetriebe mit zwei abtriebswellen - Google Patents

Umlaufgetriebe mit zwei abtriebswellen

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Publication number
EP0642637A1
EP0642637A1 EP94911892A EP94911892A EP0642637A1 EP 0642637 A1 EP0642637 A1 EP 0642637A1 EP 94911892 A EP94911892 A EP 94911892A EP 94911892 A EP94911892 A EP 94911892A EP 0642637 A1 EP0642637 A1 EP 0642637A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
gear
stage
output shaft
shaft
speed
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP94911892A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Björn FORSBERG
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Cyclo Getriebebau Lorenz Braren GmbH
Original Assignee
Cyclo Getriebebau Lorenz Braren GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Cyclo Getriebebau Lorenz Braren GmbH filed Critical Cyclo Getriebebau Lorenz Braren GmbH
Publication of EP0642637A1 publication Critical patent/EP0642637A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/72—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion with a secondary drive, e.g. regulating motor, in order to vary speed continuously
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B04—CENTRIFUGAL APPARATUS OR MACHINES FOR CARRYING-OUT PHYSICAL OR CHEMICAL PROCESSES
    • B04B—CENTRIFUGES
    • B04B1/00—Centrifuges with rotary bowls provided with solid jackets for separating predominantly liquid mixtures with or without solid particles
    • B04B1/20—Centrifuges with rotary bowls provided with solid jackets for separating predominantly liquid mixtures with or without solid particles discharging solid particles from the bowl by a conveying screw coaxial with the bowl axis and rotating relatively to the bowl
    • B04B1/2016—Driving control or mechanisms; Arrangement of transmission gearing
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B04—CENTRIFUGAL APPARATUS OR MACHINES FOR CARRYING-OUT PHYSICAL OR CHEMICAL PROCESSES
    • B04B—CENTRIFUGES
    • B04B1/00—Centrifuges with rotary bowls provided with solid jackets for separating predominantly liquid mixtures with or without solid particles
    • B04B1/20—Centrifuges with rotary bowls provided with solid jackets for separating predominantly liquid mixtures with or without solid particles discharging solid particles from the bowl by a conveying screw coaxial with the bowl axis and rotating relatively to the bowl
    • B04B1/2016—Driving control or mechanisms; Arrangement of transmission gearing
    • B04B2001/2025—Driving control or mechanisms; Arrangement of transmission gearing with drive comprising a planetary gear
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • F16H2001/2881—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion comprising two axially spaced central gears, i.e. ring or sun gear, engaged by at least one common orbital gear wherein one of the central gears is forming the output

Definitions

  • the invention relates to a planetary gear according to the preamble of claim 1.
  • a screw centrifuge has a drivable drum and a screw conveyor rotating in it.
  • the drum speed must be adjustable, but also the screw speed or the speed difference between the drum and the screw.
  • the drive of this screw centrifuge disclosed in DE-OS 28 11 887 has a drive motor which drives the peripheral wheels of two epicyclic gears via the gear housing, these being coupled to the drum , so that the drum rotates at a speed proportional to the speed of the drive motor.
  • the output shaft of the first epicyclic gear is coupled to the worm and is driven by the output shaft of the second epicyclic gear. If the drive shaft of the second epicyclic gear is held in place, the output shaft of the second epicyclic gear rotates, driven via the peripheral gear of the transmission, according to the translation of the second epicyclic gear between the peripheral gear and the output shaft.
  • the input shaft of the second epicyclic gear from driven by an adjustable control motor, the speed of the output shaft of the second epicyclic gearbox is reduced or increased, depending on the direction of rotation of the input shaft, regardless of the drum speed.
  • the drum speed is changed by changing the speed of the drive motor, the speed difference between the drum and the screw also changes. If the drum is to be operated with a constant speed difference from the screw, the difference in speed must be adjusted accordingly when the drum speed changes with the control motor.
  • the object of the invention is to provide a transmission in which the adjustable speed difference between two output shafts can be kept independent of the speed of the drive.
  • the transmission according to this patent claim follows the basic solution principle of reducing or increasing the speed of that output shaft of the first gear stage, which drives the screw, for example in a screw centrifuge, by means of the second gear stage, the speed of which of an input shaft can be regulated as a control shaft, whereby the amount of the speed change only depends on the speed of this control shaft.
  • the speed difference between the output shafts of the first stage is therefore only dependent on the speed of the control shaft of the second stage. Influencing the speed difference by changing the speed of the Drive means, for example of a drive motor, no longer occurs.
  • the one output shaft of the first gear stage which is designed according to claim 14 as a gear housing with a circumferential wheel, can be driven by a drive means, the input shaft of this first gear stage being driven by an output shaft of the second upstream gear stage.
  • This one output shaft of the first gear stage is therefore directly coupled to the drive means, for example a drive motor, and is thus driven with the speed of the drive motor without further gear ratio.
  • the other output shaft of the first stage is driven by the drive means via the housing and the planetary gear of the first stage, the speed of which in turn depends on the speed of the input shaft and the driven housing with the peripheral wheel of the first stage.
  • this input shaft is driven by one of the two output shafts of the second gear stage.
  • This output shaft in question can be driven by an output element of the second gear stage, which interacts with a sun gear of the control shaft via first planet gears.
  • the differential speed between the first and second output shafts of the first stage could already be regulated via the control shaft of the second stage.
  • the differential speed would not, however, depend solely on the speed of the control shaft, since with a constant speed of the control shaft or the input shaft of the first gear stage but a reduced speed of the drive means and thus the peripheral wheel of the first gear stage, the speed difference between the output shafts naturally changes. This is explained more clearly below using a numerical example in the figure description.
  • This undesirable change in the differential speed is eliminated by a gear device in the form of a further engagement means in the one output shaft of the second gear stage.
  • the aim of this device is to change the speed of the input shaft of the first stage at a constant speed of the control shaft so that the influence of the change in the speed of the drive means is compensated.
  • the one output shaft which according to claim 2 or 4 is designed as a transmission housing of the second stage and is fixedly connected to the output shaft designed as a transmission housing of the first stage, has an engagement means which has a second , Planet gears which are operatively connected to the first planet gears act on the output element of the second stage, the second planet gears being operatively connected to a further input shaft of the second stage via a second sun gear.
  • this solution is realized constructively by the output element being designed as a first peripheral gear, which is non-rotatably connected to the output shaft of the second stage and the engagement means is present in the form of a second peripheral gear in the housing of the second gear stage, which, like that Housing or the peripheral wheel of the first gear stage is driven by the drive means.
  • This interacts with the second sun gear via the second planet gears, the second planet gears having the same web carrier as the first planet gears of the second gear stage. If the second sun gear is now held in place, the rotation of the second peripheral gear causes a rotation of the web carrier, which also carries the first planet gears, which interact with the first peripheral gear, which in turn with the output shaft of the second gear stage and thus connected to the input shaft of the first gear stage.
  • a change in the drive speed at a constant speed of the control shaft leads to a change in the speed of the input shaft of the first gear stage, which exactly compensates for the otherwise undesirable change in the differential speed.
  • the procedure is similar, but in this the output shaft of the second gear stage is connected in a rotationally fixed manner to a first web carrier of the first gear stage, which forms the output element of this stage and which carries the first planet gears, which have a freely rotating peripheral gear and cooperate with the sun gear of the control shaft, a second web carrier, which is connected to the driven gear housing in a rotationally fixed manner, as the engagement means carries the second planet gears, which interact with the peripheral gear and the second sun gear.
  • the second web carrier is driven by the drive means via the housing of the second stage. If the second sun gear is fixed, the peripheral gear is rotated and the speed of the first web carrier, which is connected to the input shaft of the first gear stage, is influenced.
  • the invention also has some advantages over the prior art, particularly when used on screw centrifuges, with regard to the necessary drives of the machine.
  • the main drive of the machine for example an electric motor
  • the main drive of the machine has to exert considerable acceleration forces which result from the inertia of the drum to be overcome, the screw conveyor and the batch in the drum.
  • shear forces can arise within the batch for the case where the drum and screw rotate at different speeds.
  • the control shaft In the epicyclic gear according to the invention, it results that the control shaft must simply be held in order to achieve a zero speed difference in the starting stage.
  • control motor for driving the control shaft is at a standstill in this phase and is only accelerated from standstill to a relatively low number of revolutions in a predetermined direction of rotation only to set the desired differential speed.
  • the control motor can thus be designed to be relatively poor in performance, the individual bearings of the control shaft and the subsequent epicyclic gear also being loaded with only a low number of revolutions.
  • the input shaft of the second stage is fixedly connected to a third circumferential gear which acts on the second, in this case freely rotating sun gear via third planet gears mounted on the web carrier.
  • the speed difference between the output shafts of the first stage can be adjusted independently of the main drive speed by the rotatable further input shaft of the second stage, in this case in the speed ratio 1: 1 between the another input shaft and the output shaft of the second stage. If, on the other hand, the additional input shaft is held and the control shaft of the second stage is used to set the speed difference, the same conditions as in the embodiment according to the invention according to claim 2 are established.
  • the input shaft of the second stage is advantageously designed to be stationary, whereby the manufacturing cost of the transmission is reduced and the desired controllability is nevertheless given. If, however, the second sun gear is designed to be drivable via the input shaft, the differential speed can additionally be varied via this input shaft.
  • the gear housing is used to drive the second peripheral wheel or the second web carrier. This simplifies the construction of the transmission, since the transmission housing, which is present anyway, is simultaneously used to drive the transmission. However, for safety reasons, for example, a stationary gear housing may also be desired, in which case the gear elements to be driven can be driven via conventional drive means, such as gears and shafts, chains or belt drives.
  • the circumferential wheel which is common to the first and second planet gears of the second gear stage has separate raceways for the planet gears. This makes it possible to provide the raceways with different toothings which are optimally adapted to the respective requirements.
  • separate circumferential wheels can also be provided in the second gear stage, which are coupled to one another or at least can be coupled.
  • Both planetary gearboxes and cycloidal gearboxes can be used for the epicyclic gearbox described.
  • a planetary gear stage can also be easily combined with a cycloid gear stage in order to an ideal epicyclic gearbox in terms of gear ratio, load capacity and running properties.
  • FIG. 1 shows the entire epicyclic gear in a first embodiment
  • FIG. 2 shows a sketch of the second gear stage of an epicyclic gear according to FIG. 1,
  • FIG. 3 shows a sketch of the second gear stage of an epicyclic gear according to a second embodiment
  • Figure 4 shows a sketch of the second gear stage of a planetary gear according to a third embodiment
  • FIG. 5 shows a sketch of the second gear stage of an epicyclic gear as a further development of the gear according to FIG. 2.
  • the planetary gear according to FIG. 1 consists of a first cycloid gear stage and a second planetary gear stage.
  • a gear housing 3 of the first gear stage has a toothing 2, via which the gear housing 3 is set in rotation by a drive motor, not shown.
  • the gear housing 3 also serves as the first output shaft of the first gear stage, to which, for example, the drum of a screw centrifuge can be connected.
  • a second output shaft 4 of the first gear stage is formed by the actual output shaft of the epicyclic gear, which is operatively connected to the housing 1 of the first stage via the cycloidal gear.
  • the second gear stage also has a housing 1 which is fixedly connected to the housing 3 of the first stage and together with this forms a common housing body of the epicyclic gear.
  • a control shaft 5 of the second stage which is connected to a control motor, not shown, is located on a side of the common housing body facing away from the second output shaft 4 of the first stage.
  • Another input shaft 6 of the second stage is located on this side, arranged coaxially to the control shaft 5.
  • the gear housing 1, 3 is set in rotation via the toothing 2.
  • An internal ring gear 7 of the cycloid gear stage which rotates with the gear housing 1, 3, is firmly connected to the gear housing 1, 3.
  • the internal ring gear 7 interacts via two cams 8 with two eccentrics 10 which are seated on an output shaft 9 of the second gear stage and in this exemplary embodiment serve as input shafts of the first gear stage.
  • the cams 8 are mounted on bolts 11, which in turn are connected to the second output shaft 4 of the first stage.
  • the input shaft of the first stage is formed by the eccentrics 10 of the cycloid gear.
  • the input shaft of the first gear stage is thus held on the output shaft 9 of the second gear stage, it rotates the drive motor the internal ring gear 7, whereby the cam discs 8 are rotated according to the gear ratio.
  • the rotary movement of the cams 8 in turn is transmitted to the second output shaft 4 of the second stage via the bolts 11. If the output shaft 9 of the second stage is additionally rotated, the speed of the second output shaft 4 of the first stage is reduced or increased, depending on the direction of rotation of the output shaft 9 of the second stage.
  • control shaft 5 is connected in a rotationally fixed manner to a first sun gear 12 which drives first planet gears 13, which are mounted on webs 14 of a freely rotating web carrier 15.
  • the first planet gears 13 cooperate with a peripheral gear 16, which is rotationally connected to the output shaft 9 of the second gear stage or the input shaft of the first gear stage.
  • the further input shaft 6 of the second stage is provided in one piece with a second sun gear 17 which, via second planet gears 18, which cooperate on the same webs 14 as the first planet gears 13, cooperates with a second circumferential gear 19 which rotates with the one driven by the drive motor Gear housing 1 of the second stage is connected.
  • the input shaft 6 of the second stage is fixed so that the differential speed between the two output shafts 3, 4 of the first stage only depends on the speed of the control shaft 5. If there is a gear ratio of 56:55 between the internal ring gear 7 and the output shaft 4 of the first stage, then with the input shaft of the first stage fixed, the output shaft 4 rotates at a speed of the internal ring gear 7 of 4000 rpm with a speed of 4072.7 rpm / min. If there is a gear ratio of 55: 1 between the input shaft and the output shaft 4 of the first stage, then the output shaft 4 rotates at a speed of the input shaft of the first stage of 1600 rpm with a speed of -29.1, with the internal ring gear 7 held tight RPM
  • the result is a speed on the output shaft 4 of 4044 rpm.
  • the speed difference between the output shaft 4, as the actual output shaft of the epicyclic gearbox, and the housing of the first stage as the second output shaft 3 of the epicyclic gearbox, which rotates at the drive speed of 4000 rpm, is therefore 44 rpm.
  • the speed of the input shaft of the first stage must also be changed when the drive speed changes.
  • the speed of the input shaft of the first stage must be reduced to 1200 rpm.
  • This change in speed is realized in the second gear stage.
  • Figure 3 shows the second gear stage according to a second embodiment.
  • the first gear stage is identical to that of the first embodiment.
  • the first gear stage is therefore not described again.
  • the illustrated second embodiment differs from the first embodiment in principle in that the first and second sets of planet gears 113, 118, which act on the first and second sun gear 112, 117 of the second stage, have a common, freely rotating planet gear 120, but in in this case are mounted on separate webs 114, 121.
  • the first planet gears 113 are mounted on first webs 114, which are connected to the output shaft 109 of the second stage via a first web carrier 115.
  • Second lands 121 are connected to the second stage gear housing 101 which is driven by the drive motor.
  • the rotation of the gear housing 101 does not influence the speed of the web carrier, but rather the speed of the common freely rotating planetary wheel 120;
  • the speed of the first webs 114 and thus of the output shaft 109 of the second stage is in turn influenced by influencing the speed of the planet wheel 120.
  • FIG. 4 shows the second gear stage of a third embodiment, which corresponds to the second embodiment according to FIG. 3 in terms of the gear structure.
  • the difference to the second embodiment is that instead a planetary gear, a cycloid gear is used for the second gear stage.
  • first double eccentric 212 instead of the first sun gear, there is a first double eccentric 212 and instead of the second sun gear a second double eccentric 217.
  • the double eccentrics 212, 217 interact with cams 213, 218 which replace the planet gears.
  • the cam disks 213 interacting with the first double eccentric 213 are mounted on first bolts 214 which replace the first webs and are in turn firmly connected to the output shaft 209 of the second stage.
  • the second cams 218 are mounted on second bolts 221 which, like the second webs of the second embodiment, are fixedly connected to the gear housing 201 which is driven by the drive motor.
  • the mode of operation of this gear stage is therefore identical to that of the second embodiment.
  • FIG. 5 shows a further exemplary embodiment of the second gear stage of the epicyclic gear according to the invention.
  • the output shaft 9 of the second stage is formed in one piece with a first circumferential wheel 16, which acts on planet wheels 13 mounted on freely movable web carriers 14, 15 on a sun gear 12, which is integrally connected to the control shaft 5 of the second stage.
  • Second planet gears 18 are mounted on the web carriers, which roll on a circumferential gear 19 fastened to the gear housing 1 of the second stage and mesh with a second, freely rotating sun gear 17.
  • This second sun gear 17 is mounted on the control shaft 5 of the second stage according to FIG. 5 and has a further toothed raceway in which the teeth of third planet gears 20 engage.
  • the third planet gears are also mounted on the web carriers 14, 15 and are dimensioned in accordance with the first and second planet gears.
  • the third planet gears 20 in turn roll on a third peripheral gear 21 which is fixedly connected to a further input shaft 6 of the second stage and has the same rolling diameter as the first peripheral gear 16 of the second stage.
  • the control shaft 5 and the further input shaft 6 are arranged coaxially as in the previous exemplary embodiments, the input shaft 6 being designed as a hollow shaft in which the control shaft 5 is rotatably mounted relative to the input shaft 6.
  • the speed difference between the first and second output shafts 3, 4 of the first gear stage can be set exclusively on the basis of the speed of the control shaft 5, a change in the control shaft speed a change in the speed difference in question corresponds to the transmission ratio of the second gear stage.
  • the control shaft 5 of the second stage is now held in the exemplary embodiment according to FIG. 5 and the speed difference change is carried out on the basis of the further input shaft 6, there are different transmission ratios between the input shaft 6 and the output shaft 9 of the second stage, which are fixed to the input shaft of the first stage connected is.
  • the third peripheral gear 21, which is connected to the input shaft 6, is designed like the first peripheral gear 16, which is connected to the output shaft 9 of the second gear stage.

Landscapes

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Abstract

Offenbart wird ein Umlaufgetriebe mit zwei Abtriebswellen (3, 4), die mit unterschiedlicher Drehzahl drehen, wobei die Drehzahl der zweiten Abtriebswelle (4), mittels einer zweiten Getriebestufe, deren Eingangswelle (5) als Regelwelle in der Drehzahl regelbar ist, vermindert oder erhöht werden kann, wobei der Betrag der Drehzahldifferenz der beiden Abtriebswellen (3, 4) nur von der Drehzahl der Regelwelle (5) und nicht von der Antriebsdrehzahl abhängig ist, so dass auch bei einer Änderung der Antriebsdrehzahl automatisch, ohne eine Änderung der Drehzahl der Regelwelle (5), eine konstante Drehzahldifferenz zwischen den beiden Abtriebswellen (3, 4) erhalten bleibt.

Description

Umlaufgetriebe mit zwei AbtriebsweLLen
Beschreibung
Die Erfindung betrifft ein Umlaufgetriebe gemäß dem Oberbe¬ griff des Patentanspruchs 1.
Es gibt zahlreiche Maschinen bei denen es erforderlich ist, zwei Wellen mit einer regelbaren Drehzahldifferenz anzutrei¬ ben. Beispielsweise bei Rührwerken kann es erforderlich sein, die Drehzahldifferenz zwischen zwei Rührwerkzeugen zu regeln, um diese der Viskosität des zu verarbeitenden Materials anzu¬ passen.
Aus der DE-OS 28 11 887 ist ein gattungsgemäßes Getriebe in diesem Fall zum Antrieb einer Schneckenzentrifuge bekannt. Eine Schneckenzentrifuge weist eine antreibbare Trommel und eine in dieser drehende Förderschnecke auf. Zur Verarbeitung von unterschiedlichen Materialien muß nicht nur die Trommeldrehzahl regelbar sein, sondern auch die Schneckendrehzahl bzw. die Drehzahldifferenz zwischen Trommel und Schnecke.
Um eine stufenlose Regelung der Drehzahldifferenz mit nur ei¬ nem Antriebsmotor zu ermöglichen, weist der in der DE-OS 28 11 887 offenbarte Antrieb dieser Schneckenzentrifuge einen Antriebsmotor auf, der über die Getriebegehäuse die Umfangsrader zweier Umlaufgetriebe antreibt, wobei diese mit der Trommel gekoppelt sind, so daß die Trommel mit einer Drehzahl proportional zur Drehzahl des Antriebsmotors dreht. Die Ausgangswelle des ersten Umlaufgetriebes ist mit der Schnecke gekoppelt und wird von der Abtriebswelle des zweiten Umlaufgetriebes angetrieben. Wird die Antriebswelle des zweiten Umlaufgetriebes festgehalten, dreht die Abtriebswelle des zweiten Umlaufgetriebes, angetrieben über das Umfangsrad des Getriebes, gemäß der Übersetzung des zweiten Umlaufgetriebes zwischen Umfangsrad und Abtriebswelle. Wird jedoch die Eingangswelle des zweiten Umlaufgetriebes von einem regelbaren Regelmotor angetrieben, vermindert oder erhöht sich die Drehzahl der Abtriebswelle des zweiten Umlaufgetriebes, je nach Drehrichtung der Eingangswelle, unabhängig von der Trommeldrehzahl.
Wird die Trommeldrehzahl mittels einer Änderung der Drehzahl des Antriebsmotors verändert, verändert sich auch die Dreh¬ zahldifferenz zwischen Trommel und Schnecke. Soll also die Trommel mit einer konstanten Drehzahldifferenz zur Schnecke betrieben werden, muß bei einer Änderung der Trommeldrehzahl mit dem Regelmotor die Differenzdrehzahl entsprechend nachge¬ regelt werden.
Aufgabe der Erfindung ist es, ein Getriebe zu schaffen, bei dem die einstellbare Drehzahldifferenz zwischen zwei Ab¬ triebswellen unabhängig von der Drehzahl des Antriebes gehal¬ ten werden kann.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale des Pa¬ tentanspruchs 1 gelöst.
Das Getriebe nach diesem Patentanspruch folgt dem grundsätzlichen Lösungsprinzip, die Drehzahl derjenigen Abtriebswelle der ersten Getriebestufe, die beispielsweise bei einer Schneckenzentrifuge die Schnecke antreibt, mittels der zweiten Getriebestufe, deren eine Eingangswelle als Regelwelle in der Drehzahl regelbar ist, zu vermindern oder zu erhöhen, wobei der Betrag der Drehzahländerung nur von der Drehzahl dieser Regelwelle abhängig ist.
Bei einem nach diesem Prinzip realisierten Getriebe, ist die Drehzahldifferenz zwischen den Abtriebswellen der ersten Stufe daher nur noch von der Drehzahl der Regelwelle der zweiten Stufe abhängig. Eine Beeinflußung der Drehzahldifferenz durch eine Änderung der Drehzahl des Antriebsmittels beispielsweise eines Antriebsmotors tritt nicht mehr auf.
Gemäß dem Patentanspruch 1 ist die eine Abtriebswelle der ersten Getriebestufe, die nach Anspruch 14 als Getriebegehäuse mit Umfangsrad ausgebildet ist, von einem Antriebsmittel antreibbar, wobei die Eingangswelle dieser ersten Getriebestufe von einer Ausgangswelle der zweiten vorgeschalteten Getriebestufe angetrieben wird. Diese eine Abtriebswelle der ersten Getriebestufe ist demnach unmittelbar mit dem Antriebsmittel beispielsweise einem Antriebsmoter gekoppelt und wird somit ohne weitere Übersetzung mit der Drehzahl des Antriebsmotors angetrieben. Die andere Abtriebswelle der ersten Stufe wird über das Gehäuse sowie das Planetengetriebe der ersten Stufe vom Antriebsmittel angetrieben, wobei deren Drehzahl wiederum von der Drehzahl der Eingangswelle sowie des angetriebenen Gehäuses mit Umfangsrad der ersten Stufe abhängig ist. Diese Eingangswelle wird, wie bereits erwähnt, von einer der beiden Ausgangswellen der zweiten Getriebestufe angetrieben. Diese in Rede stehende Ausgangswelle ist von einem Abtriebselement der zweiten Getriebestufe antreibbar, welches über erste Planetenräder mit einem Sonnenrad der Regelwelle zusammenwirkt.
Alleine mit dieser Anordnung ließe sich bereits über die Re¬ gelwelle der zweiten Stufe die Differenzdrehzahl zwischen der ersten und zweiten Abtriebswelle der ersten Stufe regeln. Die Differenzdrehzahl wäre jedoch nicht ausschließlich von der Drehzahl der Regelwelle abhängig, da bei konstanter Drehzahl der Regelwelle bzw. der Eingangswelle der ersten Getriebesstufe aber verminderter Drehzahl des Antriebsmittels und damit des Umfangsrades der ersten Getriebestufe sich selbstverständlich die Drehzahldifferenz zwischen den Abtriebswellen verändert. Dies wird nachfolgend anhand eines Zahlenbeispiels in der Figurenbeschreibung deutlicher erläutert.
Diese unerwünschte Änderung der Differenzdrehzahl wird durch eine Getriebeeinrichtung in Form eines weiteren Eingriffsmittels in der einen Ausgangswelle der zweiten Getriebestufe eliminiert. Ziel dieser Einrichtung ist es, die Drehzahl der Eingangswelle der ersten Stufe bei konstanter Drehzahl der Regelwelle so zu ändern, daß der Einfluß der Änderung der Drehzahl des Antriebsmittels kompensiert wird.
Bei dem Getriebe gemäß Patentanspruch 1 geschieht dies da¬ durch, daß die eine Ausgangswelle, welche nach Anspruch 2 oder 4 als Getriebegehäuse der zweiten Stufe ausgebildet und fest mit der als Getriebegehäuse der ersten Stufe ausgebildeten Abtriebswelle verbunden ist, ein Eingriffsmittel hat, das über zweite, mit den ersten Planetenrädern wirkverbundene Planetenräder auf das Abtriebselement der zweiten Stufe einwirkt, wobei die zweiten Planetenräder über ein zweites Sonnenrad mit einer weiteren Eingangswelle der zweite Stufe wirkverbunden sind.
Nach Anspruch 2 wird diese Lösung konstruktiv verwirklicht, indem das Abtriebselement als ein erstes Umfangsrad ausgebildet ist, das drehfest mit der Ausgangswelle der zweiten Stufe verbunden ist und das Eingriffsmittel in Form eines zweiten Umfangsrades im Gehäuse der zweiten Getriebes¬ tufe vorhanden ist, das wie das Gehäuse bzw. das Umfangsrad der ersten Getriebestufe vom Antriebsmittel angetrieben wird. Dieses wirkt über die zweiten Planetenräder mit dem zweiten Sonnenrad zusammen, wobei die zweiten Planetenräder denselben Stegträger wie die ersten Planetenräder der zweiten Getriebestufe aufweisen. Wird nun das zweite Sonnenrad festgehalten, bewirkt die Drehung des zweiten Umfangsrades eine Drehung des Stegträgers, der auch die ersten Planetenräder trägt, die mit dem ersten Umfangsrad zusammenwirken, das wiederum mit der Ausgangswelle der zweiten Getriebestufe und damit mit der Eingangswelle der ersten Getriebestufe verbunden ist. Auf diese Weise führt eine Änderung der Antriebsdrehzahl bei konstanter Drehzahl der Regelwelle, zu einer Änderung der Drehzahl der Eingangs¬ welle der ersten Getriebestufe, die genau die ansonsten ein¬ tretende unerwünschte Änderung der Differenzdrehzahl kompen¬ siert.
Beim Getriebe gemäß dem Patentanspruch 4 wird in ähnlicher Weise verfahren, jedoch ist bei diesem die Ausgangswelle der zweiten Getriebestufe drehfest mit einem ersten Stegträger der ersten Getriebestufe verbunden, der das Abtriebselement dieser Stufe bildet und der die ersten Planetenräder trägt, die mit einem freidrehenden Umfangsrad und dem Sonnenrad der Regelwelle zusammenwirken, wobei ein zweiter, mit dem angetriebenen Getriebegehäuse drehfest verbundener Stegträger als das Eingriffsmittel die zweiten Planetenräder trägt, die mit dem Umfangsrad und dem zweiten Sonnenrad zusammenwirken. Vom Antriebsmittel wird dabei der zweite Stegträger über das Gehäuse der zweiten Stufe angetrieben. Wird das zweite Sonnenrad festgesetzt, so wird das Umfangsrad gedreht und da¬ mit die Drehzahl des ersten Stegträgers beeinflußt, der mit der Eingangswelle der ersten Getriebestufe verbunden ist.
Die Erfindung weist darüberhinaus insbesondere bei ihrer Ver¬ wendung an Schneckenzentrifugen einige Vorteile bezüglich der notwendigen Antriebe der Maschine gegenüber dem Stand der Technik auf.
Beim Anfahren der Schneckenzentrifuge hat der Hauptantrieb der Maschine, beispielsweise ein Elektromotor, erhebliche Bschleunigungskräfte aufzubringen, die sich aus der zu über- windenen Massenträgheit der Trommel, der Förderschnecke sowie der in der Trommel sich befindenden Charge ergeben. Zusätz¬ lich können Scherkräfte innerhalb der Charge für den Fall entstehen, wo Trommel und Schnecke mit unterschiedlicher Drehzahl rotieren. Das bedeutet, daß im Anfahrstadium der Ma- schine zur Minimierung der Antriebskraft eine Null-Drehzahl¬ differenz erwünscht ist, wobei die Drehzahldifferenz im Nor¬ malbetrieb erst bei Erreichen der Solldrehzahl beispielsweise der Trommel über die Regelwelle eingestellt wird. Beim erfin¬ dungsgemäßen Umlaufgetriebe ergibt es sich, daß zur Errei¬ chung einer Null-Drehzahldifferenz im Anfahrstadium die Re¬ gelwelle einfach festgehalten werden muß. Demnach steht der Regelmotor zum Antrieb der Regelwelle in dieser Phase still und wird erst zur Einstellung der gewünschten Differendrehzahl einfach aus dem Stillstand auf eine relativ geringe Umdrehungszahl in eine vorbestimmte Drehrichtung beschleunigt. Damit kann der Regelmotor verhältnismäßig leistungsschwach ausgelegt werden, wobei auch die einzelnen Lager der Regelwelle und des anschließenden Umlaufgetriebes mit nur geringen Umdrehungszahlen belastet werden.
Gemäß dem Patentanspruch 3 ist die Eingangswelle der zweiten Stufe mit einem dritten Umfangsrad fest verbunden, das über dritte, auf dem Stegträger gelagerte Planetenräder auf das zweite, in diesem Fall freidrehende Sonnenrad einwirkt. Diese besondere Ausgestaltung bietet gegenüber derjenigen Ausführung zusätzliche Vorteile, die eine feste Verbindung zwischen der Eingangswelle und dem zweiten Sonnenrad der zweiten Stufe vorsieht.
Wird nämlich bei dieser Ausgestaltung nach Anspruch 3 die Regelwelle der zweiten Stufe festgesetzt, läßt sich die Drehzahldifferenz zwischen den Abtriebswellen der ersten Stufe durch die drehbare weitere Eingangswelle der zweiten Stufe unabhängig von der Hauptantriebsdrehzahl einstellen und zwar in diesem Fall im DrehzahlVerhältnis 1:1 zwischen der weiteren Eingangswelle und der Ausgangswelle der zweiten Stufe. Wird hingegen die weitere Eingangswelle festgehalten und dafür die Regelwelle der zweiten Stufe zur Einstellung der Drehzahldifferenz benutzt, stellen sich wieder gleiche Verhältnisse wie bei der erfinungsge äßen Ausführung nach Anspruch 2 ein. Gemäß Patentanspruch 5 ist die Eingangswelle der zweiten Stufe vorteilhafterweise feststehend ausgeführt, wodurch der Fertigungsaufwand des Getriebes reduziert wird und dennoch die gewünschte Regelbarkeit gegeben ist. Wird das zweite Sonnenrad gemäß Patentanspruch 5 indessen über die Eingangswelle antreibbar gestaltet, kann über diese Eingangswelle die Differenzdrehzahl zusätzlich variiert werden.
Gemäß den Patentansprüchen 8 bis 9 wird das Getriebegehäuse zum Antrieb des zweiten Umfangsrads oder dem zweiten Stegträger genutzt. Dadurch wird der Aufbau des Getriebes vereinfacht, da das ohnehin vorhandene Getriebegehäuse gleichzeitig zum Antrieb des Getriebes genutzt wird. Es kann jedoch beispielsweise aus Sicherheitsgründen auch ein stationäres Getriebegehäuse erwünscht sein, in diesem Fall können die anzutreibenden Getriebeelemente über herkömmliche Antriebsmittel, wie Zahnräder und Wellen, Ketten oder Riemenantriebe angetrieben werden.
Gemäß Patentanspruch 10 weist das für die ersten und zweiten Planetenräder der zweiten Getriebestufe gemeinsam vorhandene Umfangsrad getrennte Laufbahnen für die Planetenräder auf. Dadurch ist es möglich, die Laufbahnen mit unterschiedlichen Verzahnungen zu versehen, die den jeweiligen Forderungen op¬ timal angepaßt sind.
Selbstverständlich können in der zweiten Getriebestufe auch getrennte Umfangsrader vorgesehen sein, die miteinander ge¬ koppelt oder zumindest koppellbar sind.
Für das beschriebene Umlaufgetriebe können sowohl Planetenge¬ triebe als auch Zykloidengetriebe zur Anwendung kommen. Dabei kann auch eine Planetengetriebestufe problemlos mit einer Zy- kloidengetriebestufe kombiniert werden, um je nach Anforde- rung an Übersetzung, Belastbarkeit und Laufeigenschaften ein ideales Umlaufgetriebe zu erhalten.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind Gegenstand der übrigen Unteransprüche.
Die Erfindung wird nunmehr anhand von einigen Ausführungsbeispielen unter Bezugnahme auf die Figuren näher erläutert.
Figur 1 zeigt das gesamte Umlaufgetriebe in einer ersten Aus¬ führungsform,
Figur 2 zeigt in einer Skizze die zweite Getriebestufe eines Umlaufgetriebes gemäß Figur 1,
Figur 3 zeigt in einer Skizze die zweite Getriebestufe eines Umlaufgetriebes gemäß einer zweiten Ausführungsform,
Figur 4 zeigt in einer Skizze die zweite Getriebestufe eines Umlaufgetriebes gemäß einer dritten Ausführungsform und
Figur 5 zeigt in einer Skizze die zweite Getriebestufe eines Umlaufgetriebes als Weiterbildung des Getriebes nach Figur 2.
Das Umlaufgetriebe gemäß Fig. 1 besteht aus einer ersten Zy- kloidengetriebestufe und einer zweiten Planetengetriebestufe. Ein Getriebegehäuεe 3 der ersten Getriebestufe weist eine Verzahnung 2 auf, über die das Getriebegehäuse 3 von einem nicht dargestellten Antriebsmotor in Rotation versetzt wird. Das Getriebegehäuse 3 dient gleichzeitig als erste Abtriebswelle der ersten Getriebestufe, an die beispielsweise die Trommel einer Schneckenzentrifuge anschließbar ist. Eine zweite Abtriebswelle 4 der ersten Getriebestufe wird durch die eigentliche Ausgangswelle des Umlaufgetriebes gebildet, welche über das Zykloidengetriebe mit dem Gehäuse 1 der ersten Stufe wirkverbunden ist.
Die zweite Getriebestufe weist ebenfalls ein Gehäuse 1 auf, welches mit dem Gehäuse 3 der ersten Stufe fest verbunden ist und zusammen mit diesem einen gemeinsamen Gehäusekörper des Umlaufgetriebes bildet. Eine Regelwelle 5 der zweiten Stufe, die an einen nicht dargestellten Regelmotor angeschlossen wird, befindet sich auf einer zur zweiten Abtriebswelle 4 der ersten Stufe abgewandten Seite des gemeinsamen Gehäusekörpers. Auf dieser Seite befindet sich, koaxial zur Regelwelle 5 angeordnet, eine weitere Eingangswelle 6 der zweiten Stufe.
Die Arbeitsweise des Umlaufgetriebes wird nachfolgend anhand des Getriebeaufbaus von der Antriebsseite her erläutert.
Über die Verzahnung 2 wird das Getriebegehäuse 1, 3 in Rotation versetzt. Mit dem Getriebegehäuse 1, 3 ist ein Innenzahnkranz 7 der Zykloidengetriebestufe fest verbunden, der mit dem Getriebegehäuse 1, 3 rotiert. Der Innenzahnkranz 7 wirkt über zwei Kurvenscheiben 8 mit zwei auf einer Ausgangswelle 9 der zweiten Getriebestufe sitzenden, in diesem Ausführungsbeipiel als Eingangswelle der ersten Getriebestufe dienenden Exzentern 10 zusammen. Die Kurvenscheiben 8 sind auf Bolzen 11 gelagert, die wiederum mit der zweiten Abtriebswelle 4 der ersten Stufe verbunden sind. Die Eingangswelle der ersten Stufe wird im ersten Ausführungsbeispiel durch die Exzenter 10 des Zykloidengetriebes gebildet. Es ist aber auch möglich die Eingangswelle als externes Bauteil vorzusehen, auf der entsprechende Exzenter drehfest angeordnet sind und die mittels einer geeigneten Wellenkupplung mit der Ausgangswelle 9 der zweiten Getriebestufe gekoppelt ist.
Wird die Eingangswelle der ersten Getriebestufe also die Ausgangswelle 9 der zweiten Getriebestufe festgehalten, dreht der Antriebsmotor den Innenzahnkranz 7, wodurch die Kurven¬ scheiben 8 entsprechend dem Übersetzungsverhältnis gedreht werden. Die Drehbewegung der Kurvenscheiben 8 wiederum wird über die Bolzen 11 auf die zweite Abtriebswelle 4 der zweiten Stufe übertragen. Wird zusätzlich die Ausgangswelle 9 der zweiten Stufe gedreht, vermindert oder erhöht sich die Drehzahl der zweiten Abtriebswelle 4 der ersten Stufe, je nach Drehrichtung der Ausgangswelle 9 der zweiten Stufe.
Die Arbeitsweise der zweiten Getriebestufe wird anhand deren Aufbau von der Regelwelle 5 aus erläutert.
Die Regelwelle 5 ist gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel in Fig. 1 und 2 mit einem ersten Sonnenrad 12 drehfest verbunden, das erste Planetenräder 13 antreibt, die an Stegen 14 eines freidrehenden Stegträgers 15 gelagert sind. Die ersten Planetenräder 13 wirken mit einem Umfangsrad 16 zusammen, das drehfeεt mit der Ausgangswelle 9 der zweiten Getriebestufe bzw. der Eingangswelle der ersten Getriebeεtufe verbunden ist.
Die weitere Eingangswelle 6 der zweiten Stufe ist einstückig mit einem zweiten Sonnenrad 17 versehen, das über zweite Planetenräder 18, die auf denselben Stegen 14, wie die ersten Planetenräder 13 gelagert sind, mit einem zweiten Umfangsrad 19 zusammenwirkt, das drehfest mit dem vom Antriebsmotor angetriebenen Getriebegehäuse 1 der zweiten Stufe verbunden ist.
Der Aufbau der zweiten Getriebestufe ist etwas übersichtli¬ cher aus der Skizze gemäß Figur 2 zu entnehmen.
Im Normalbetrieb wird die Eingangswelle 6 der zweiten Stufe festgesetzt, so daß die Differenzdrehzahl zwischen den beiden Abtriebswellen 3, 4 der ersten Stufe nur noch von der Drehzahl der Regelwelle 5 abhängt. Besteht zwischen dem Innenzahnkranz 7 und der Abtriebswelle 4 der ersten Stufe ein Übersetzungsverhältnis von 56:55, so dreht bei festgehaltener Eingangswelle der ersten Stufe, die Abtriebswelle 4 bei einer Drehzahl des Innenzahnkranzes 7 von 4000 U/min mit einer Drehzähl von 4072,7 U/min. Besteht zwischen der Eingangswelle und der Abtriebswelle 4 der ersten Stufe ein Übersetzungsverhältnis von 55:1, so dreht, bei festgehaltenem Innenzahnkranz 7, die Abtriebswelle 4 bei einer Drehzahl der Eingangswelle der ersten Stufe von 1600 U/min mit einer Drehzahl von -29,1 U/min.
Werden Innenzahnkranz 7 und Eingangswelle der ersten Stufe mit den angegebenen Drehzahlen in einer Drehrichtung gedreht, bei der sich die Drehzahlen addieren, so ergibt sich eine Drehzahl an der Abtriebswelle 4 von 4044 U/min. Die Drehzahldifferenz zwischen der Abtriebswelle 4, als eigentliche Ausgangswelle der Umlaufgetriebes, und dem Gehäuse der ersten Stufe als zweite Abtriebswelle 3 der Umlaufgetriebes, die mit der Antriebsdrehzahl von 4000 U/min dreht, beträgt also 44 U/min.
Vermindert sich nun die Drehzahl des Innenzahnkranzes 7 auf 3600 U/min, bei gleichbleibender Drehzahl der Eingangswelle der ersten Stufe, so ergibt sich an der Abtriebswelle 4 eine Drehzahl von 3636 U/min, die Drehzahldifferenz beträgt somit 36 U/min.
Um eine konstante Drehzahldifferenz auch bei sich ändernder Antriebsdrehzahl des Getriebegehäuses 1, 3 zu erreichen, muß also die Drehzahl der Eingangswelle der ersten Stufe bei einer Änderung der Antriebsdrehzahl mitgeändert werden. In obigem Fall muß die Drehzahl der Eingangswelle der ersten Stufe auf 1200 U/min vermindert werden. Diese Drehzah¬ länderung wird in der zweiten Getriebestufe realisiert. Durch die Verminderung der Drehzahl des zweiten am Getriebegehäuse 1 befestigten Umfangsrads 19 der zweiten Stufe aufgrund der reduzierten Antriebsdrehzahl ändert sich die Drehzahl des Stegträgers 15, wodurch sich die Drehzahl des ersten, mit der Ausgangswelle 9 der zweiten Stufe fest verbundenen Umfangrads 16 und damit der Eingangswelle der ersten Stufe bei der gewählten Getriebeauslegung um 400 U/min vermindert, so daß die gewünschte Drehzahldifferenz zwischen den beiden Abtriebswelle 3 und 4 der ersten Stufe von 44 U/min automatisch beibehalten wird.
Figur 3 zeigt die zweite Getriebestufe gemäß einer zweiten Ausführungsform. Bei dieser Ausführungsform ist die erste Getriebestufe identisch mit der der ersten Ausführungsform. Die erste Getriebestufe wird daher nicht nochmals beschrieben.
Die dargestellte zweite Ausführungsform unterscheidet sich von der ersten Ausführungsform prinzipiell dadurch, daß die ersten und zweiten Sätze Planetenräder 113, 118, die auf das ersten bzw. zweite Sonnenrad 112, 117 der zweiten Stufe einwirken, ein gemeinsames, freidrehendes Umlaufrad 120 aufweisen, jedoch in diesem Fall auf getrennten Stegen 114, 121 gelagert sind. Die ersten Planetenräder 113 sind auf ersten Stegen 114 gelagert, die über einen ersten Stegträger 115 mit der Ausgangswelle 109 der zweiten Stufe verbunden sind. Zweiten Stege 121 sind mit dem Getriebegehäuse 101 der zweiten Stufe verbunden, das vom Antriebsmotor angetrieben wird. Im Gegensatz zur ersten Ausführungsform wird somit durch die Rotation des Getriebegehäuses 101 nicht die Drehzahl des Stegträgers, sondern die Drehzahl des ge¬ meinsamen freidrehenden Umlaufrades 120 beeinflußt; über die Beeinflußung der Drehzahl des Umlaufrades 120 wiederum wird die Drehzahl der ersten Stege 114 und damit der Abtriebswelle 109 der zweiten Stufe beeinflußt.
Figur 4 zeigt die zweite Getriebestufe einer dritten Ausfüh¬ rungsform, die vom Getriebeaufbau her der zweiten Ausfüh¬ rungsform gemäß Fig. 3 entspricht. Der Unterschied zur zweiten Ausführungsform besteht jedoch darin, daß anstelle eines Planetengetriebes ein Zykloidengetriebe für die zweite Getriebestufe verwendet wird.
Anstelle des ersten Sonnenrades tritt in diesem Fall ein erster Doppel-Exzenter 212 und anstelle des zweiten Sonnenrades ein zweiter Doppel-Exzenter 217. Die Doppel- Exzenter 212, 217 wirken mit Kurvenscheiben 213, 218 zusammen, die die Planetenräder ersetzen. Die mit dem ersten Doppel-Exzenter 213 zusammenwirkenden Kurvenscheiben 213 sind auf ersten Bolzen 214 gelagert, die die ersten Stege ersetzen und wiederum mit der Abtriebswelle 209 der zweiten Stufe fest verbunden sind. Die zweiten Kurvenscheiben 218 sind auf zweiten Bolzen 221 gelagert, die, wie die zweiten Stege der zweiten Ausführungsform, mit dem Getriebegehäuse 201 fest verbunden sind, das von dem Antriebsmotor angetrieben wird. Die Funktionsweise dieser Getriebestufe ist demnach identisch mit der der zweiten Ausführungsform.
In Figur 5 ist ein weiteres Ausführungsbeispiel der zweiten Getriebestufe des erfindungsgemäßen Umlaufgetriebes gezeigt.
Gemäß diesem Ausführungsbeispiel ist die Ausgangswelle 9 der zweiten Stufe einstückig mit einem ersten Umfangsrad 16 ausgebildet, das über auf frei bewegbaren Stegträgern 14, 15 gelagerte Planetenräder 13 auf ein Sonnenrad 12 einwirkt, welches einstückig mit der Regelwelle 5 der zweiten Stufe verbunden ist. Auf den Stegträgern sind zweite Planetenräder 18 gelagert, die an einem am Getriebegehäuse 1 der zweiten Stufe befestigten Umfangsrad 19 abwälzen und mit einem zweiten, freidrehenden Sonnenrad 17 in Eingriff sind. Dieses zweite Sonnenrad 17 ist gemäß Fig. 5 auf der Regelwelle 5 der zweiten Stufe gelagert und weist eine weitere gezahnte Laufbahn auf, in die die Zähne von dritten Planetenrädern 20 eingreifen. Die dritten Planetenräder sind dabei ebenfalls auf den Stegträgern 14, 15 gelagert und entsprechend den ersten und zweiten Planetenrädern dimensioniert. Die dritten Planetenräder 20 wälzen ihrerseits auf einem dritten Umfangsrad 21 ab, welches fest mit einer weiteren Eingangswelle 6 der zweiten Stufe verbunden ist und dabei den gleichen Rolldurchmesser aufweist, wie das erste Umfangsrad 16 der zweiten Stufe. Die Regelwelle 5 und die weitere Eingangswelle 6 sind wie in den vorhergehenden Ausführungsbeispielen koaxial angeordnet, wobei die Eingangswelle 6 als Hohlwelle ausgebildet ist, in der die Regelwelle 5 relativ zur Eingangswelle 6 verdrehbar gelagert ist.
Wird bei diesem Ausführungsbeispiel wie in den vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispielen die weitere Eingangswelle 6 der zweiten Getriebestufe festgesetzt, ist eine Einstellung der Drehzahldifferenz zwischen der ersten und zweiten Abtriebswelle 3, 4 der ersten Getriebestufe ausschließlich anhand der Drehzahl der Regelwelle 5 möglich, wobei eine Änderung der Regelwellendrehzahl eine Änderung der in Rede stehenden Drehzahldifferenz entsprechend dem Übersetzungsverhältnis der zweiten Getriebestufe ergibt.
Wird beim Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 5 nunmehr jedoch die Regelwelle 5 der zweiten Stufe festgehalten und die Drehzahldifferenzänderung anhand der weiteren Eingangswelle 6 vorgenommen, ergeben sich andere Übersetztungverhältnisse zwischen der Eingangswelle 6 und der Ausgangswelle 9 der zweiten Stufe, die mit der Eingangswelle der ersten Stufe fest verbunden ist. Gemäß Fig. 5 ist das dritte Umfangsrad 21, welches mit der Eingangswelle 6 verbunden ist, gleich dem ersten Umfangsrad 16 ausgebildet, welches mit der Ausgangswelle 9 der zweiten Getriebestufe verbunden ist. Das bedeutet, daß eine Drehzahländerung der Ausgangswelle 9 und damit der Eingangswelle der ersten Stufe im Verhältnis von 1:1 zur Drehzahländerung der weiteren Eingangswelle 6 der zweiten Stufe vorgenommen werden kann, sodaß die Einstellung der Drehzahldifferenz zwischen den zwei Abtriebswellen 3, 4 der ersten Stufe am Regelantrieb selbst auf einfache Weise ermöglicht wird.

Claims

Patentansprüche
1. Umlaufgetriebe mit einer zwei Abtriebswellen (3, 4) aufweisenden ersten Getriebestufe, deren eine Abtriebswelle (3) von einem Antriebsmittel getrieben wird und einer zwei Ausgangswellen (9, 109, 209, 1, 101, 201) und eine Regelwelle (5, 105, 205) aufweisenden zweiten Getriebestufe, deren eine Ausgangswelle (1, 101, 201) mit der getriebenen Abtriebswelle (3) der ersten Stufe fest verbunden ist und deren andere Ausgangswelle (9, 109, 209) an eine Eingangswelle der ersten Stufe gekoppelt sowie zur Einstellung der Drehzahldifferenz zwischen den beiden Abtriebswellen (3, 4) von einem Abtriebselement (16, 115, 215) der zweiten Stufe antreibbar ist, welches über erste Planetenräder (13, 113, 213, 214) mit einem Sonnenrad (12, 112, 212) der Regelwelle (5, 105, 205) zusammenwirkt, dadurch gekennzeichnet, daß die eine Ausgangswelle (1, 101, 201) der zweiten Stufe ein Eingriffsmittel (19, 121, 221) hat, welches über zweite, mit den ersten Planetenrädern (13, 113, 213, 214) wirkverbundene Planetenräder (18, 118, 218) auf das Abtriebselement (16, 115, 215) der zweiten Stufe einwirkt, wobei die zweiten Planetenräder (18, 118, 218) über ein zweites Sonnenrad (17, 117, 217) mit einer Eingangswelle (6, 106, 206) der zweiten Stufe wirkverbunden sind.
2. Umlaufgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Abtriebselement (16) als ein mit der anderen Ausgangswelle (9) drehfest verbundenes erstes Umfangsrad ausgebildet ist, das über die ersten Planetenräder (13), die auf einem freidrehenden Stegträger (15) gelagert sind, mit dem Sonnenrad (12) der Regelwelle (5) zusammenwirkt und das Eingriffsmittel (19) als ein zweites Umfangsrad ausgebildet ist, das mit der einen als Getriebegehäuse ausgebildeten Ausgangswelle (1) der zweiten Stufe verbunden ist und über die zweiten auf dem Stegträger (15) gelagerten Planetenräder (18) mit dem zweiten Sonnenrad (17) zusammenwirkt.
3. Umlaufgetriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Eingangswelle (6) der zweiten Stufe mit einem dritten Umfangsrad drehfest verbunden ist, welches über dritte, auf dem Stegträger (15) gelagerte Planetenräder auf das zweite, freidrehende Sonnenrad (17) einwirkt.
4. Umlaufgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Abtriebselement (115, 215) als ein mit der anderen Ausgangswelle (109, 209) drehfest verbundener erster Stegträger ausgebildet ist, der die ersten Planetenräder (113, 213) trägt, die mit einem freidrehenden Umfangsrad (120, 220) und dem Sonnenrad (112, 212) der Regelwelle (105, 205) zusammenwirken und das Eingriffsmittel (121, 221) als ein zweiter Stegträger (121, 221) ausgebildet ist, der in der einen als Getriebegehäuse ausgebildeten Ausgangswelle (101, 201) der zweiten Stufe befestigt ist und die zweiten Planetenräder (118, 218) trägt, die mit dem freidrehenden Umfangsrad (120, 220) und dem zweiten Sonnenrad (117, 217) zusammenwirken.
5. Umlaufgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Eingangswelle (6, 106, 206) der zweiten Stufe feststehend ausgeführt ist.
6. Umlaufgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Sonnenrad (17, 117, 217) über die Eingangswelle (6, 106, 206) antreibbar ist.
7. Umlaufgetriebe nach einem der Ansprüche 1, 2 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Eingangswelle (6, 106, 206) fest mit dem zweiten Sonnenrad (17, 117, 217) verbunden ist.
8. Umlaufgetriebe nach einem der Ansprüche 4 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Stegträger (121, 221) über die eine als Getriebegehäuse ausgebildete Ausgangswelle (101, 201) der zweiten Stufe vom Antriebsmittel getrieben wird.
9. Umlaufgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Umfangsrad (19) über die eine als Getriebegehäuse ausgebildete Ausgangswelle (1) der zweiten Stufe vom Antriebsmittel getrieben wird.
10. Umlaufgetriebe nach einem der Ansprüche 4 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Umfangsrad (120, 220) der zweiten Ge¬ triebestufe zwei getrennte Laufbahnen für die ersten (113, 213) und zweiten Planetenräder (118, 218) aufweist.
11. Umlaufgetriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Laufbahnen unterschiedlich beschaffen sind.
12. Umlaufgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß zumindest eine Getriebestufe als Zykloidengetriebe ausgeführt ist, wobei zwei Exzenter (212, 217) des Zykloidengetriebes Sonnenräder darstellen, zwei Kurvenscheiben (213, 218) des Zykloidengetriebes Planetenräder und ein Umfangsrad (220) des Zykloidengetriebes das Umfangsrad eines Planetengetriebes.
13. Umlaufgetriebe nach einem der Ansprüche 4 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß das Umfangsrad (120, 220) der zweiten Ge- triebestufe eine Laufbahn für die ersten (113, 213) und zwei¬ ten Planetenräder (118, 218) gleicher Beschaffenheit auf¬ weist.
14. Umlaufgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die eine als Getriebegehäuse mit Umfangsrad ausgebildete Abtriebswelle (3) der ersten Getriebestufe über die eine als Getriebegehäuse der zweiten Getriebestufe ausgebildete Ausgangswelle (1) vom Antriebsmittel angetrieben wird.
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