Stirnraddifferential

Beschreibung

Gebiet der Erfindung

Die Erfindung bezieht sich auf ein Stirnraddifferential zur Aufteilung eines An- triebsdrehmonnentes auf ein erstes und auf ein zweites Ausgangsstirnrad, wobei dieses Stirnraddifferential einen Planetenträger mit mehreren mit diesem umlaufenden Umlaufplanetenrädern aufweist, die eine erste und eine zweite Umlaufplanetenradgruppe bilden. Die Umlaufplanetenräder der ersten Umlauf- planetenradgruppe stehen dabei mit dem ersten Ausgangsstirnrad in Eingriff und die Umlaufplanetenräder der zweiten Umlaufplanetenradgruppe stehen mit dem zweiten Ausgangsstirnrad in Eingriff. Zudem stehen die Umlaufplanetenräder beider Umlaufplanetenradgruppen unter Bildung eines durch entspre- chenden Zahneingriff in sich geschlossenen Planetenräderkranzes miteinander in Eingriff, so dass sich die Umlaufplanetenräder dieser beiden Umlaufplanetenradgruppen gegensinnig drehen, und damit die beiden Ausgangsstirnräder über den Planetenräderkranz letztlich mit dem Übersetzungsverhältnis „-1 " gekoppelt sind.

Hintergrund der Erfindung

Aus US 3,738,192 A ist ein Stirnraddifferential der eingangs genannten Bauart bekannt. Die Umlaufplanetenräder sind so gestaltet, dass diese jeweils einen Stirnradabschnitt und einen Zapfenabschnitt aufweisen, wobei die Axiallänge des Zapfenabschnitts kürzer ist, als die Axiallänge des Stirnradabschnitts. Die Umlaufplanetenräder bilden zwei Umlaufplanetenradgruppen. Die Umlaufplan- entenräder dieser beiden Umlaufplanetenradgruppen sind derart wechselweise zusammengefügt, dass zwischen den Umlaufplanetenrädern jeweils einer Umlaufplanetenradgruppe die Zapfenabschnitte der Umlaufplanetenräder der an- deren Umlaufplanetenradgruppe zu liegen kommen. Die Eingriffszonen der miteinander in Eingriff stehenden Umlaufplanetenräder befinden sich axial zwischen den beiden der jeweiligen Gruppe zugeordneten Abtriebszahnrädern. Aufgabe der Erfindung

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Stirnraddifferential zu schaffen das sich durch eine kompakte Bauform, eine hohe innere Steifigkeit und ein vorteilhaftes mechanisches Betriebsverhalten auszeichnet.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch ein Stirnraddifferential, mit:

- einem zum Umlauf um eine Differentialachse vorgesehenen Planetenträger,

- einem ersten Ausgangsstirnrad das koaxial zur Differentialachse angeordnet ist,

- einem zweiten Ausgangsstirnrad das ebenfalls koaxial zur Differentialachse angeordnet ist,

- einem Umlaufplanetensatz, der mehrere Umlaufplanetenräder umfasst, deren Planentenachsen parallel zur Differentialachse ausgerichtet sind, wobei die Umlaufplanetenräder eine erste Umlaufplanetenradgruppe und eine zweite Umlaufplanetenradgruppe bilden, und

- die Umlaufplanetenräder der ersten Umlaufplanetenradgruppe mit dem ersten Ausgangsstirnrad in Eingriff stehen,

- die Umlaufplanetenräder der zweiten Umlaufplanetenradgruppe mit dem zweiten Ausgangsstirnrad in Eingriff stehen, und

- jeweils zwei Umlaufplanetenräder einer Umlaufplanetenradgruppe über ein in diese beiden Umlaufplanetenräder eingreifendes Umlaufplanetenrad der entsprechend anderen Umlaufplanetenradgruppe gekoppelt sind, wobei sich dieses Stirnraddifferential dadurch auszeichnet,

- dass das erste Ausgangsstirnrad eine Verzahnung bildet deren Zahn- flanken im Radialschnitt konkav gekrümmt sind, und

- dass das zweite Ausgangsstirnrad eine Verzahnung bildet deren Zahnflanken im Radialschnitt konvex gekrümmt sind, und der Kopfkreis des ersten Ausgangsstirnrades kleiner ist als der Fußkreis des zweiten Ausgangsstirnrades, und

- jene die Umlaufplanetenräder der beiden Umlaufplanetenradgruppen koppelnden Planetenradeingriffszonen sich auf dem Axialniveau der Konkavflanken- Verzahnung des ersten Ausgangsstirnrades befinden.

Dadurch wird es auf vorteilhafte Weise möglich, die axiale Länge der Eingriffszonen zwischen den Umlaufplanetenrädern der beiden Umlaufplanetenradgruppen zu vergrößern und die Belastung der Verzahnung der Umlaufplane- tenräder zu reduzieren. Weiterhin wird es auf vorteilhafte Weise möglich, die an den Umlaufplanetenrädern angreifenden Kippmomente zu reduzieren. Insgesamt wird es auf vorteilhafte Weise möglich, bei einer moderaten Axiallänge des Differentials die axiale Länge der Eingriffszonen zwischen den Umlaufplanetenrädern der beiden Umlaufplanetenradgruppen zu vergrößern und die Be- lastung der Verzahnung der Umlaufplanetenräder zu reduzieren. Die an den Umlaufplanetenrädern und an den Ausgangsstirnrädern verwirklichten Verzahnungen sind als sog. Wildhaber/Novikov Verzahnung ausgeführt, wobei die Verzahnungspaarung derart realisiert ist, dass das Abtauchen des Kopfkreises des ersten Ausgangsstirnrades unter den Fußkreis des zweiten Ausgangsstirn- rades erreicht wird, indem am ersten Ausgangsstirnrad -bei gleicher Teilung wie am zweiten Ausgangsstirnrad - eine Konkavflankenverzahnung ausgebildet wird.

Das erfindungsgemäße Stirnraddifferential ist gemäß einem besonderen As- pekt der vorliegenden Erfindung derart gestaltet, dass dieses je Umlaufplanetenradgruppe fünf Planetenräder aufweist.

Gemäß einem besonderen Aspekt der vorliegenden Erfindung sind die Ausgangsstirnräder vorzugsweise derart ausgebildet, dass die Zähnezahl der Aus- gangsstirnräder durch die Anzahl der Planeten je Umlaufplanetenradgruppe teilbar ist. Hierdurch wird es möglich, die jeweiligen Umlaufplanentenräder einer Gruppe gleichmäßig im entsprechenden Winkel (hier 72°) um die Ausgangsstirnräder herum anzuordnen. Die beiden für den Leistungsabgriff vorge- sehenen Ausgangsstirnräder haben identische Zähnezahlen. Die Umlaufplane- tenräder haben ebenfalls gleiche, gegenüber den Ausgangsstirnrädern jedoch geringere Zähnezahlen. Das Übersetzungsverhältnis i zwischen Ausgangsstirnrad und Planetenrad liegt vorzugsweise im Bereich von 2,5± 20%. Vorzugsweise werden die Planeten mit Zähnezahlen ausgelegt, die nur durch eins und sich selbst teilbar sind (Primzahlen). Die hier konkret vorgeschlagenen Zähnezahlen betragen beispielsweise für die Ausgangsstirnräder 32 und für die Planeten 13. Das Ver- hältnis von Gesamtdurchmesser des Hüllkreises der Planetenräder zur Verzahnungsbreite der„langen" Planetenräder liegt vorzugsweise im Bereich von 3± 20% bei diesem Verhältnis ergibt sich ein besonders vorteilhaftes Verhältnis des Bauraumbedarfs und des Bauteilgewichts zum Tragvermögen des Differentialgetriebes.

Das erfindungsgemäße Stirnraddifferenzial mit Wildhaber/Novikov Verzahnung eignet sich insbesondere als Ausgleichsgetriebe für Personenkraftwagen. Das erfindungsgemäße Konzept eignet sich weiterhin auch für Differentialgetriebe von Nutzfahrzeugen und anderweitige Schwerlastapplikationen insbesondere bei Zugfahrzeugen.

Das erfindungsgemäße Differenzial mit einem durch die Umlaufplaneten in sich geschlossenen Planetenkranz kann in montagetechnisch vorteilhafter Weise aus kostengünstig herstellbaren Einzelkomponenten zusammengesetzt werden und eignet sich insbesondere für die Fertigung in Großserie.

Gemäß einer besonders bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist das Stirnraddifferential derart ausgebildet, dass die Planetenachsen der ersten Umlaufplanetenradgruppe auf einem ersten Teilkreis angeordnet sind und die Planetenachsen der zweiten Umlaufplanetenradgruppe auf einem zweiten Teilkreis angeordnet sind, und der erste Teilkreis und der zweite Teilkreis im wesentlichen den gleichen Durchmesser aufweisen. Die Ausgangsstirnräder sind vorzugsweise so gestaltet, dass diese gleiche Zähnezahlen aufweisen. Die Umlaufplanetenräder selbst sind vorzugsweise so gestaltet, dass diese untereinander gleiche Zähnezahlen aufweisen. Innerhalb einer Gruppe werden die Umlaufplanetenräder als baugleiche Komponenten ausgeführt, wodurch sich Kostenvorteile hinsichtlich der Fertigung der Planetenräder und auch Vereinfachungen beim Einbau derselben ergeben.

Soweit an den Umlaufplanetenrädern eine Profilverschiebung vorgesehen ist, erfolgt dies vorzugsweise derart, dass die Umlaufplaneten der ersten Umlauf- planetenradgruppe eine positive Profilverschiebung aufweisen und die Umlaufplaneten der zweiten Umlaufplanetenradgruppe eine negative Profilverschiebung aufweisen. Durch diese Maßnahme wird es möglich, den Radialabstand des Kopfkreises der Umlaufplanetenräder der zweiten Umlaufplanetenradgruppe vom Kopfkreis des ersten Ausgangsstirnrads zu vergrößern.

Gemäß einer besonders bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist der Planetenträger so gestaltet, dass dieser unmittelbar ein zur Einleitung eines Antriebsdrehmomentes vorgesehenes Antriebszahnrad trägt. Dieses Antriebszahnrad kann als massive Ringstruktur ausgeführt sein. Vorzugsweise ist dabei das Antriebszahnrad so gestaltet, dass dieses eine Innenöffnung bildet, wobei diese Innenöffnung derart konturiert ist, dass die Umlaufplaneten an der Inne- nöffnungswandung eine Kopfkreisführung erhalten. Bei dieser Ausführungsform wird das am Antriebszahnrad anliegende Antriebsdrehmoment über mehrere Kopfkreiskontaktzonen unmittelbar als Querkraft auf die Umlaufplaneten- räder übertragen. Die strukturmechanische Belastung des Planetenträgers wird damit reduziert.

Der Planetenträger ist vorzugsweise als Blechumformteil ausgeführt. Der Planetenträger kann dabei aus zwei Scheiben-, fassen-, oder topfartigen, tiefgezo- genen, vorzugsweise baugleichen Blechschalen zusammengesetzt sein, die von beiden Seiten an das Antriebszahnrad angesetzt oder direkt zusammengesetzt sind. Alternativ hierzu, kann der Planetenträger auch als Umlaufgehäuse ausgeführt sein, das anderweitige Befestigungszonen für ein Antriebszahnrad, oder anderweitige Zonen zur Einleitung eines Antriebsdrehmonnentes bildet.

Alternativ zu der oben beschriebenen Übertragung des Antriebsmomentes in den Planetenräderkranz durch Kopfkreiskontakt ist es gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung auch möglich, die einzelnen Umlaufplanetenräder an dem Planetenträger zu lagern. Diese Lagerung kann entweder durch Zapfenstrukturen erfolgen die an den Umlaufplanetenrädern ausgebildet sind und die in entsprechende Bohrungen des Planetenträgers eingreifen, oder - wie bevorzugt - durch Lagerbolzen die im Planetenradträger verankert sind und sich durch die Umlaufplanetenräder hindurch erstrecken und ggf. auch noch jeweils einen Nadellagersatz tragen.

Durch das erfindungsgemäße Konzept wird es möglich, ein als Achsgetriebe vorgesehenes Stirnraddifferential zu schaffen, das sich durch eine extrem kurze axiale Baulänge und eine relativ geringe Zahnflankenbelastung auszeichnet.

Die sich jeweils aus vorzugsweise vier oder fünf Planetenrädern zusammen- setzende, am jeweiligen Ausgangsstirnrad angreifende Planentenradgruppe ermöglicht eine Drehmomenteinleitung in das Ausgangsstirnrad ohne dass hierbei das Ausgangsstirnrad mit erheblichen radialen Lagerkräften abgestützt werden muss. Die Zähne der Stirnradverzahnung des ersten Ausgangsstirnrades weisen im Radialschnitt ein Zahnflankenprofil auf, das konkav gewölbt ist. Die Zähne der Stirnradverzahnung des zweiten Ausgangsstirnrades weisen dagegen ein im Radialschnitt konvex gewölbtes Zahnflankenprofil auf. Wie zuvor beschrieben, weisen die Zähne der Verzahnungen des ersten Abtriebszahnrades konkave Flankengeometrien auf. Die konkaven Flankengeometrien sind entweder stetig, im Idealfall kreisbogenförmig, verlaufend oder mit ungleichmäßigem Verlauf der Flankenlinie einwärts in den jeweiligen Zahn gewölbt, so dass zwischen zwei sich einander gegenüberliegenden Zahnflanken eine im Querschnitt des Zahnrades betrachtete Zahnlücke im Umriss beispielsweise in der Form von Kreisbogenprofilen, alternativ von gotischen Profilen oder von Profilen mit ovalen oder parabolischem Verlauf (Halbellipse über lange Achsenhälfte betrachtet) erscheint. Das Flankenprofil der Zähne selbst erscheint in dem gleichen Querschnitt im Umriss entsprechend kreisbogenförmig, kelchförmig oder glockenförmig. Es ist dabei nicht ausgeschlossen, dass die Zahnköpfe und die Lücken am Zahnfuß eben oder kreisbogenförmig abgeflacht sind, d. h. dass das jeweilige Profil an seiner Spitze sozusagen abge- schnitten erscheint.

Die in die Zahnlücken des vorgenannten ersten Abtriebsstirnrades eingreifenden Zähne der an den ersten Umlaufplanetenrädern ausgebildeten Gegenverzahnung weisen konvexe Flankengeometrien auf. Die konvexen Flankengeo- metrien sind entweder stetig oder unstetig verlaufend nach außen gewölbt, so dass das Flankenprofil der Zähne im Querschnitt des Zahnrades im Umriss beispielsweise in der Form von Kreisbogenprofilen (klassische Form der Novi- kov-Verzahnung), alternativ gotischen Profilen oder von Profilen mit ovalen/parabolischem Verlauf (Halbellipse) erscheint. Die im selben Querschnitt betrachtete Zahnlücke zwischen zwei der einander gegenüberliegenden Zähne erscheint dann dementsprechend im Umriss entsprechend kreisbogenförmig, kelchförmig oder glockenförmig. Es ist dabei wieder nicht ausgeschlossen, dass die Zahnköpfe und die Lücken am Zahnfuß eben oder kreisbogenförmig abgeflacht sind, d. h. dass das jeweilige Profil an seiner Spitze sozusagen ab- geschnitten erscheint.

Für diese in der klassischen Form als Wildhaber-Novikov-Verzahnung bezeichnete Verzahnung ist charakteristisch, dass immer ein Teil eines konkaven Zahnflankenprofils der Zähne eines Zahnrads mit jeweils mit einem Teil eines konvexen Zahnflankenprofils der Zähne eines Zahnes vom Gegenzahnrad im Eingriff steht. Im Querschnitt quer zur Rotationsachse der Zahnräder durch beide im Zahneingriff befindliche Zahnräder betrachtet, sind die im Zahneingriff aneinander liegenden Flankenlinien des Zahnflankenprofils der Flanken des konkaven und konvexen Zahnes deshalb in die gleiche Richtung gewölbt, so dass sich die Flanken der konvex ausgewölbten Zähne scheinbar in die Flanken der konkav eingewölbten Zähne schmiegen. In einer derartigen Kombination ergeben sich günstige Pressungsverhältnisse zwischen den Zähnen. Für derartige Getriebe ist hinsichtlich der Flankenpressung eine höhere Tragfähigkeit zu erwarten. Außerdem wird durch derartigen Flankenkontakt die Selbstzentrierung der Abtriebszahnräder zur Hauptachse eines Planetengetriebes gefördert, wenn diese sich in der Regel an einer ungleichen Anzahl mit gleichmäßigen Umfangsabstand angeordneten Anzahl an Planetenrädern abstützt. Die Zahnhöhe einer derartigen Verzahnung ist bei gleichem Modul geringer als beispielsweise die einer Evolventenverzahnung. Das Gewicht derartiger Planetengetriebe ist deshalb gegenüber beispielsweise denen mit Evolventenverzahnung geringer. Kurzbeschreibung der Figuren

Weitere Einzelheiten und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung in Verbindung mit der Zeichnung. Es zeigt: Figur 1 eine perspektivische Darstellung eines erfindungsgemäßen Stirn- raddifferentiales;

Figur 2 eine Axialschnittdarstellung des Stirnraddifferentiales nach Figur

1 ;

Figur 3 eine Draufsicht auf den Umlaufplanetenräderkranz des Differentialgetriebes nach den Figuren 1 und 2.

Ausführliche Beschreibung der Figuren

In Figur 1 ist ein erfindungsgemäßes Stirnraddifferential dargestellt. Dieses Stirnraddifferential, umfasst einen zum Umlauf um eine Differentialachse X vorgesehenen Planetenträger 3, ein erstes Ausgangsstirnrad 1 (hier verdeckt) das koaxial zur Differentialachse X angeordnet ist, sowie ein zweites Ausgangsstirnrad 2 das ebenfalls koaxial zur Differentialachse X angeordnet ist, und einen Umlaufplanetensatz 4, der mehrere Umlaufplanetenräder P1 , P2 umfasst deren Planentenachsen XG1 , XG2 parallel zur Differentialachse X ausgerichtet sind.

Der Umlaufplanetensatz 4 bildet einen in sich durch abfolgende Eingriffszonen EG geschlossenen Kranz und umfasst eine erste Umlaufplanetenradgruppe G1 der die Planetenräder P1 zuzuordnen sind und eine zweite Umlaufplaneten- radgruppe G2, der die Umlaufplanetenräder P2 zuzuordnen sind.

Wie aus der Darstellung nur bedingt ersichtlich, stehen die Umlaufplanetenräder P1 der ersten Umlaufplanetenradgruppe G1 mit dem ersten Ausgangsstirnrad 1 in Eingriff. Die Umlaufplanetenräder P2 der zweiten Umlaufplanetenrä- dergruppe G2 stehen mit dem zweiten hier besser erkennbaren Ausgangsstirnrad 2 in Eingriff. Zudem sind jeweils zwei Umlaufplanetenräder P1 , P1 ; P2, P2 einer Umlaufplanetenradgruppe G1 ; G2 über ein in diese beiden Umlaufplanetenräder P1 , P1 ; P2, P2 eingreifendes Umlaufplanetenrad P2, P1 der entsprechend anderen Umlaufplanetenradgruppe G2; G1 gekoppelt.

Das hier gezeigte erfindungsgemäße Stirnraddifferential zeichnet sich dadurch aus, dass das erste Ausgangsstirnrad 1 derart gestaltet ist, dass dieses eine Verzahnung bildet, deren Zahnflanken im Radialschnitt konkav gekrümmt sind. Das zweite Ausgangsstirnrad 2 ist derart gestaltet, dass dieses eine Verzah- nung bildet deren Zahnflanken im Radialschnitt konvex gekrümmt sind, wobei zudem der Kopfkreis des ersten Ausgangsstirnrades 1 kleiner ist als der Fußkreis des zweiten Ausgangsstirnrades 2. Jene die Umlaufplanetenräder P1 , P2 der beiden Umlaufplanetenradgruppen G1 , G2 koppelnden Planetenradein- griffszonen EP erstrecken sich auf dem Axialniveau der ersten Ausgangsstirn- radeingriffszonen EW1 . Dies bedeutet, dass sich die Eingriffszonen EG zwischen den Umlaufplanetenrädern P1 , P2 der beiden Umlaufplanetenradgruppen G1 , G2 axial mit den Eingriffszonen EW zwischen den Umlaufplanetenrädern G1 der ersten Planetengruppe G1 und dem ersten Ausgangsstirnrad 1 überlagern, also auf dem gleichen Axialniveau und damit im Umgriff des ersten Ausgangsstirnrades 1 liegen. Wie eingangs angegeben wird es hierdurch möglich, die axiale Länge der Eingriffszonen EG zwischen den Umlaufplanetenrädern G1 , G2 der beiden Umlaufplanetenradgruppen G1 , G2 zu vergrö- ßern und die Belastung der Verzahnung der Umlaufplanetenräder P1 , P2 zu reduzieren. An den Umlaufplanetenrädern P1 der ersten Gruppe G1 ergeben sich praktisch keine Kippmomente um etwaige zur jeweiligen Planetenradachse XG1 unparallele Achsen. Auch die an den Umlaufplanetenrädern P2 der zweiten Gruppe G2 angreifenden Kippmomente sind gegenüber herkömmlichen Bauformen reduziert. Insgesamt ergibt sich eine axial eng gedrängte Mechanik mit hoher innerer Steifigkeit.

Die Planetenachsen XG1 der ersten Umlaufplanetenradgruppe G1 sind auf einem ersten Teilkreis T1 angeordnet und die Planetenachsen XG2 der zwei- ten Umlaufplanetenradgruppe G2 sind auf einem zweiten Teilkreis T2 angeordnet. Der erste Teilkreis T1 und der zweite Teilkreis T2 haben den gleichen Durchmesser.

Die Ausgangsstirnräder 1 , 2 sind bei diesem Ausführungsbeispiel so gestaltet, dass diese gleiche Zähnezahlen aufweisen. Das erste Ausgangsstirnrad 1 und die Planetenräder P2 der zweiten Gruppe G2 bilden eine Konkavverzahnung nach Wildhaber/Novikov. Das das zweite Ausgangsstirnrad 2 und die Planetenräder P1 der ersten Gruppe G1 bilden eine Konvexverzahnung nach Wildhaber/Novikov. Die Umlaufplanetenräder P1 , P2 selbst sind hier so gestaltet, dass diese gleiche Zähnezahlen aufweisen.

Der Planetenträger 3 ist so gestaltet, dass dieser unmittelbar ein zur Einleitung eines Antriebsdrehmomentes vorgesehenes Antriebszahnrad 5 trägt. Dieses Antriebszahnrad 5 ist hier als massive Kegelrad-Ringstruktur ausgeführt. Der Planetenträger 3 selbst ist hier als Blechumformteil ausgeführt und setzt sich aus zwei Blechschalen 3a, 3b zusammen, die von beiden Seiten an den Ringkorpus des Antriebszahnrads 5 angesetzt sind. Die Lagerung der Umlaufplanetenräder P1 , P2 erfolgt hier durch Lagerbolzen 6 die im Planetenradträger 3 verankert sind und sich durch die Umlaufplanetenräder P1 , P2 hindurch erstrecken und diese drehbar lagern.

Das hier gezeigte Stirnraddifferential eignet sich insbesondere als Achsgetrie- be für ein mehrspuriges Kraftfahrzeug. Das Stirnraddifferential zeichnet sich durch eine extrem kurze axiale Baulänge und eine relativ geringe Zahnflankenbelastung aus.

Die Verzahnungen und die Lagerungen können so ausgebildet sein, dass die- se ein hinreichendes Spiel bieten um etwaige innere Verspannungen aufgrund statischer Überbestimmung zu vermeiden.

In Figur 2 ist der innere Aufbau des erfindungsgemäßen Stirnraddifferentiales weiter veranschaulicht. Die hier dargestellte Axialschnittebene verläuft durch die Differentialachse X und die beiden einander diametral gegenüberliegenden Umlaufplanetenräderachsen XG1 , XG2 der Umlaufplanetenräder P1 , P2. Die Umlaufplanetenräder P2 stehen mit dem zweiten Ausgangsstirnrad 2 im Eingriff. Dieses Ausgangsstirnrad 2 ist integral, d.h. einstückig mit einem Naben- buchsenabschnitt 2a ausgeführt. Dieser Nabenbuchsenabschnitt 2a trägt eine Innenverzahnung 2b und dient der Aufnahme des Einsteckabschnitts einer hier nicht weiter gezeigten Radantriebswelle. Auch das erste Ausgangsstirnrad 1 ist mit einem Nabenbuchsenabschnitt 1 a versehen der eine Innenverzahnung 1 b aufweist. Die beiden Ausgangsstirnräder 1 , 2 sind als Umformbauteile, insbesondere Fließpressteile gefertigt, diese Bauteile können insbesondere auch gesintert sein.

Der Planetenträger 3 der hier als zweischaliges Blechbauteil gefertigt ist bildet einen ersten und einen zweiten Bundabschnitt 3c, 3d. Diese Bundabschnitte 3c, 3d bilden eine Lagerstruktur in welcher die beiden Ausgangsstirnräder 1 , 2, genauer deren Nabenbuchsenabschnitte 1 a, 2a radial gelagert sind. Da sich aus der erfindungsgemäßen Gestaltung des Planetenradkranzes an den beiden Abtriebsrädern 1 , 2 eine in im wesentlichen ausgeglichene Querkraftverteilung ergibt, ergibt sich keine signifikante lastabhängige Radialbelastung dieser Lagerstrukturen. Obgleich hier nicht dargestellt ist es möglich, den Planeten- radträger 3 und die Nabenbuchsenabschnitte 1 a, 2a so abzudichten und den Innenraum des Planetenträgers mit einem Schmierstoff zu befüllen, so dass das Differentialgetriebe eine in sich geschlossene dauergeschmierte Baugrup- pe bildet.

Die„längeren" Umlaufplanetenräder P2 der zweiten Gruppe G2 sind hinsichtlich ihrer Axiallänge so gestaltet, dass diese die Konkavflanken-Verzahnung des ersten Abtriebsrades 1 und die Konvexflankenverzahnung des zweiten Abtriebszahnrades 2 axial überdecken. Aufgrund der Gestaltung und Anordnung der Umlaufplanetenräder P2 und des ersten Ausgangsstirnrades 1 gelangt die Konkavflanken-Verzahnung der Umlaufplanetenräder P2 der zweiten Gruppe G2 nicht mit der Konkavflankenverzahnung des ersten Ausgangsstirnrades 1 in Eingriff. Die kinematische Koppelung zwischen dem Ausgangsstirn- rad 1 und den Umlaufplanentenrädern G2 der zweiten Gruppe G2 erfolgt unter Zwischenschaltung der mit einer Konvexflankenverzahnung ausgestatteten Umlaufplanetenräder P1 der ersten Gruppe G1 (vgl. Fig. 1 ). Die Axiallänge der Konvexflanken-Stirnradverzahnung der Umlaufplanetenräder P1 der ersten Gruppe G1 ist wesentlich kürzer als die Axiallänge der Konkavflanken- Stirnradverzahnung der Umlaufplanetenräder P2 der zweiten Gruppe G2. Jene Axiallänge der Konvexflanken-Stirnradverzahnung der ersten Umlaufplanetenräder P1 entspricht vorzugsweise im wesentlichen der Axiallänge der Konkavflanken-Stirnradverzahnung des ersten Ausgangsstirnrades 1 . Die Umlaufplanetenräder P1 der ersten Gruppe G1 sind so ausgebildet und gelagert, dass diese nicht mit der Konvexflanken-Stirnradverzahnung des zweiten Ausgangsstirnrades 2 in Eingriff treten können. Ggf. kann in das Differentialgetriebe ein mit Durchbrechungen oder Ausklinkungen versehenes Trennblech eingesetzt werden, das die Stirnseiten der Umlaufplanetenräder P1 der ersten Gruppe G1 von der Verzahnung des zweiten Ausgangsstirnrades 2 abschirmt. Die Umlaufplanetenräder P2 der zweiten Gruppe G2 sind hinsichtlich ihrer Axiallänge so gestaltet, dass diese die Stirnradverzahnung des ersten Abtriebsrades 1 axial überdecken. Aufgrund der Gestaltung und Anordnung der Umlaufplanetenräder P2 und des ersten Ausgangsstirnrades 1 gelangt die Stirnrad- Verzahnung der Umlaufplanetenräder GP2 der zweiten Gruppe G2 nicht mit der Stirnradverzahnung des ersten Ausgangsstirnrades 1 in Eingriff. Die kinematische Koppelung zwischen dem Ausgangsstirnrad 1 und den Umlaufplanenten- rädern P2 der zweiten Gruppe G2 erfolgt unter Zwischenschaltung der in dieser Schnittdarstellung nicht sichtbaren Umlaufplanetenräder P1 der ersten Gruppe G1 (vgl. Fig. 1 ). Die Axiallänge der Stirnradverzahnung der der Umlaufplanetenräder P1 der ersten Gruppe G1 ist wesentlich kürzer als die Axiallänge der Stirnradverzahnung der Umlaufplanetenräder G2 der zweiten Gruppe G2. Jene Axiallänge der Stirnradverzahnung der ersten Umlaufplanetenräder G1 entspricht vorzugsweise im wesentlichen der Axiallänge der Stirnradver- zahnung des ersten Ausgangsstirnrades 1 .

Die Axialsicherung der Lagerbolzen 6 erfolgt bei diesem Ausführungsbeispiel durch Kappenelemente 7 die von innen her in entsprechende Bohrungen 8 des Planetenträgers 3 eingesetzt sind. Diese Kappenelemente fungieren als Axial- Sicherung und zugleich auch als Anlaufstruktur für den entsprechenden Planeten. Die Kappenelemente erhöhen auch die Tragfähigkeit der Lochleibung. Die Kappenelemente sind vorzugsweise als Ziehbauteile gefertigt und gehärtet. Durch diese Kappenelemente wird auch der Verschleiß verringert. Der Einsatz der Kappenelemente macht es möglich, auf eine Härtebehandlung des Trägers zu verzichten. Das Antriebszahnrad 5 ist als hypoid-verzahntes Kegelrad ausgebildet und an einen durch die beiden Blechschalen 3a, 3b des Planetenträgers 3 gebildeten Radialflansch axial angesetzt und montiert. Die hierzu vorgesehenen Schrauben 5a koppeln auch die beiden Blechschalen 3a, 3b. Die Ausgangsstirnräder 1 , 2 sind so gestaltet und angeordnet, dass sich die Stirnradverzahnungen derselben in enger Nachbarschaft befinden. Die Kopfkreisdurchmesser dieser beiden Ausgangsstirnräder 1 , 2 sind derart unterschiedlich, dass der Kopfkreisdurchmesser des ersten Ausgangsstirnrades 1 in etwa dem Fußkreisdurchmesser des zweiten Ausgangsstirnrades 2 entspricht. Insgesamt sind die Verzahnungsgeometrien dieser beiden Ausgangsstirnräder 1 , 2 so aufeinander abgestimmt, dass jedes der mit dem zweiten Ausgangsstirnrad 2 in Eingriff stehenden Umlaufplanetenräder P2 nicht in die Stirnrad- Verzahnung des ersten Ausgangsstirnrades 1 , wohl aber auf dessen Axialniveau in die Stirnradverzahnung der ersten Umlaufplanetenräder P1 eingreifen kann.

In Figur 3 ist der Aufbau des erfindungsgemäßen Differentialgetriebes weiter veranschaulicht. Der sich aus den Umlaufplanetenrädern P1 , P2 zusammensetzende in sich geschlossene Umlaufplanetenräderkranz 4 enthält eine gerade Gesamt-Anzahl von Umlaufplanetenrädern P1 , P2. Das erfindungsgemäße Konzept wird hier mit insgesamt 10 Umlaufplanetenrädern P1 , P2 umgesetzt. Jede Umlaufplanetenrädergruppe G1 , G2 umfasst damit 5 Umlaufplanetenrä- der P1 bzw. P2. Die Freibringung der Umlaufplanetenräder P2 aus der Verzahnung des ersten Ausgangsstirnrades 1 erfolgt aufgrund der Besonderheit der hier realisierten Wildhaber/Novikov Verzahnung unter allenfalls zusätzlicher geringer Profilverschiebung wenigstens am ersten Ausgangsstirnrad 1 . Obgleich hier nicht näher dargestellt, ist es möglich, das Antriebszahnrad 5 so zu gestalten, dass dieses eine an die Hüllkontur des Zahnradkranzes 4 ange- passte Innenöffnung bildet, wobei diese Innenöffnung so gestaltet sein kann, dass die Umlaufplaneten P1 , P2 an der Innenöffnungswandung eine Kopfkreisführung erhalten. Hierdurch wird es möglich, das am Antriebszahnrad 5 anlie- gende Antriebsdrehmoment über mehrere Kopfkreiskontaktzonen unmittelbar in den Umlaufplanetenräderkranz 4 einzuleiten.

Bei dem erfindungsgemäßen Stirnraddifferential überlagern sich die Eingriffszonen EG zwischen den Umlaufplanetenrädern P1 , P2 der beiden Umlaufpla- netenradgruppen G1 , G2 axial mit den Eingriffszonen EW zwischen den Umlaufplanetenrädern P1 der ersten Planetengruppe G1 und dem ersten Ausgangsstirnrad 1 d.h. die Eingriffszonen EG, befinden sich bezüglich der Differentialachse X auf dem Axialniveau der Stirnradverzahnung des ersten Aus- gangsstirnrades 1 , ohne dass hierbei die Umlaufplanetenräder P2 der zweiten Gruppe G2 in die Verzahnung des ersten Ausgangsstirnrades 1 eingreifen können. Die Umlaufplanetenräder P1 , P2 der beiden Gruppen G1 , G2 drehen sich zueinander gegensinnig. Der durch die Umlaufplanetenräder P1 , P2 gebildete Zahnradkranz 4 ist über die Eingriffszonen EG in sich durchgängig geschlossen, d.h. jedes Umlaufplanetenrad P1 , P2 steht mit einem vorangehenden Planetenrad P2, P1 und einem nachfolgenden Planetenrad P2, P1 über insgesamt je zwei Eingriffszonen EG pro Rad in Eingriff. Wie bereits bezüglich Figur 1 ausgeführt, und in dieser Darstellung noch deutlicher erkennbar sind die Planetenachsen XG1 der ersten Umlaufplanetenradgruppe G1 auf einem ersten Teilkreis T1 angeordnet und die Planetenachsen XG2 der zweiten Umlaufplanetenradgruppe auf einem zweiten Teilkreis angeordnet, wobei der erste Teil- kreis T1 und der zweite Teilkreis T2 den gleichen Durchmesser aufweisen und zudem auch die Teilung der Planetenachsen XG1 , XG2 auf dem letztlich gemeinsamen einzigen Teilkreis gleichmäßig ist.

Im Betrieb des Stirnraddifferentiales wird ein am Antriebszahnrad 5 anliegen- des Antriebsmoment zunächst auf den Planetenträger 3 übertragen. In diesem Planetenträger 3 sitzen die Lagerbolzen 6 der Umlaufplanetenräder P1 , P2. Die Umlaufplanetenräder P1 , P2 bilden zwei Gruppen G1 , G2, wobei die Umlaufplanetenräder P1 der ersten Gruppe G1 mit dem ersten Ausgangsstirnrad 1 und die Umlaufplanetenräder P2 der zweiten Gruppe G2 mit dem zweiten Aus- gangsstirnrad 2 in Eingriff stehen. Zudem stehen die Umlaufplanetenräder P1 , P2 unter Bildung eines in sich geschlossenen Zahnradkranzes 4 über die Eingriffszonen EG miteinander in Eingriff. Die Umlaufplanetenräder P1 , P2 der beiden Gruppen G1 , G2 sind damit gegensinnig gekoppelt. Die Radialpositionen der Achsen XG2, die Kopfkreisdurchmesser der Umlaufplanetenräder G2 der zweiten Gruppe G2 und der Kopfkreisdurchmesser des ersten Ausgangsstirnrades 1 sind so abgestimmt, dass innerhalb des Zahnkranzes 4 ausschließlich die Umlaufplanetenräder P1 der ersten Gruppe G1 in das erste Ausgangsstirnrad 1 eingreifen. Die Umlaufplanetenräder P1 der ersten Gruppe 1 weisen einen Stirnradverzahnungsabschnitt auf dessen Axiallänge im wesentlichen der Axiallänge der Stirnradverzahnung des ersten Ausgangsstirnrades 1 entspricht. Die „langen" Umlaufplanetenräder G2 der zweiten Gruppe weisen einen Stirnradverzahnungsabschnitt auf, dessen Axiallänge in etwa der doppelten Länge des Stirnradverzahnungsabschnitts der ersten Umlaufplanetenräder G1 der ersten Gruppe G1 entspricht. Die Umlaufplanetenräder P2 der zweiten Gruppe G2 erstrecken sich damit axial über die Stirnradverzahnungen der beiden Abtriebszahnräder 1 , 2 ohne dabei in das erste Ausgangsstirnrad 1 einzugreifen.

Die beiden Abtriebszahnräder 1 , 2 sind über den in sich geschlossenen Zahnradkranz 4 gegensinnig, d.h. mit dem Übersetzungsverhältnis„-1 " gekoppelt. Die gesamte am ersten Ausgangsstirnrad 1 angreifende Verzahnung der Umlaufplanetenräder P1 der ersten Gruppe G1 greift auf dem selben Axialniveau auch in die Verzahnung der Umlaufplanetenräder G2 der zweiten Gruppe ein. Aufgrund der innerhalb des Zahnkranzes 4 auf dem Axialniveau der Umfangs- verzahnung des ersten Ausgangsstirnrades herrschenden Kräfteverhältnisse ergibt eine besonders vorteilhafte innere Kräftekompensation und damit eine reduzierte Belastung der Zahnflanken und der Lagerungen der Umlaufplane- tenräder P1 , P2.

Die Auslegung der Zahnräder 1 , 2, P1 , P2 und der Positionen der Lagerachsen XG1 , XG2 erfolgt beispielsweise indem zunächst das erste Ausgangsstirnrad so dimensioniert wird, dass dieses in sich eine für das auslegungsrelevante Antriebswellenmoment geforderte Festigkeit aufweist. Hier bei ergeben sich in erster Näherung der Teilkreisdurchmesser, das Verzahnungsmodul und die Axiallänge der Stirnradverzahnung des ersten Ausgangsstirnrades 1 .

Dann wird die Anzahl der Umlaufplaneten des Zahnradkranzes festgelegt die im Regelfall entweder„8" oder„10" beträgt. Die Wildhaber/Novikov Verzahnung der Umlaufplaneten P1 , P2 und der hiermit in Eingriff stehenden Abtriebszahnräder 1 , 2 ist als Schrägverzahnung ausgeführt.