Getriebe mit unrunden Zahnrädern zur Leistungsübertragung zwi¬ schen Kraft- und Arbeitsmaschine realisieren bei konstanter An¬ triebsdrehzahl sich periodisch verändernde Abtriebsdrehzahlen. Solche Zahnradgetriebe bauen im Vergleich zu anderen Mechanismen zur Erzeugung periodischer Bewegungsabläufe relativ kompakt.

Bei der Paarung von unrunden Zahnrädern besteht das Problem, daß beim Übergang von einer Beschleunigungsphase oder stationären Phase in eine Verzögerungsphase bzw. umgekehrt ein mit Stoß verbundener Flankenwechsel erfolgt. Solche dynamischen Stöße verringern die Tragfähigkeit und erhöhen den Geräuschpegel.

In der Beschleunigungsphase fließt die Leistung von der Kraft- zur Arbeitsmaschine und in der Verzögerungsphase umgekehrt von der Arbeits- zur Kraftmaschine. Der motorische und generatori¬ sche Betrieb der Kraftmaschine führt zu Drehzahlschwankungen. Solche Drehzahländerungen der Kraftmaschine können störend wir¬ ken. Sie verursachen z. B. bei einer Arbeitsmaschine für einen Taktbetrieb unerwünschte Phasenverschiebungen.

Gemäß der DE 1 187 448 B steht ein mit konstanter Winkelge¬ schwindigkeit drehendes unrundes Zahnrad mit zwei gegenüberlie¬ genden gleichen Unrundzahnrädern im Eingriff, von denen ein Rad für den Antrieb einer periodisch bewegten Arbeitsmaschine und

das andere, und zwar um 180" versetzt, für den Anschluß eines _S chwungradspeichers dient. Die Auslegung der unrunden Zahnräder erfolgt so, daß die Summe der kinetischen Energien des Systems konstant ist und daß der Antriebsmotor nur die Verlustleistungen zu decken hat. Dadurch erfährt dieser keine Drehzahlschwankun¬ gen. Mit dieser Anordnung läßt sich aber nur ein Bewegungsablauf mit gleichen Zeiten für die Beschleunigungs- und Verzögerungs¬ phase sowie mit gleichen Zeiten für die dazwischen liegenden Konstantphasen verwirklichen, da zu gleichen gegenüberliegenden Phasenwinkeln des mittleren mit konstanter Winkelgeschwindigkeit drehenden Unrundzahnrades gleiche Zeiten gehören.

Die DE 41 03 946 AI zeigt periodisch übersetzende Getriebe mit unrunden Zahnrädern. Die dargestellten Getriebe sind zweistufig. Es wird die Aufgabe gelöst, dem periodischen Bewegungsablauf während des Laufes zu verstellen. Hierzu erfolgt mit einer ge- eigneten Einrichtung, z.B. einer hydrostatischen Verdrehkupplung eine Relatiwerdrehung der auf Zwischenwelle sitzenden Unrundrä¬ der.

Die DE 32 02 242 AI beschreibt ein periodisch übersetzendes Getriebe mit runden Zahnrädern. Zwei auf der Abtriebswelle par¬ allel zueinander gelagerte Zahnräder werden von drehfest mit der Antriebswelle verbundenen Zahnrädern mit unterschiedlichen Win¬ kelgeschwindigkeiten, beispielsweise gegenläufig angetrieben. Die Koppelung der beiden auf der Abtriebswelle gelagerten Zahn- räder übernimmt ein Zahnradsegment mit versetzten Lagerzapfen, von denen sich einer exzentrisch in einem Zahnrad und der andere in einer stirnseitigen Nut des anderen Zahnrades befindet. Das Zahnradsegment des Koppelgliedes steht mit einem Zahnradsegment auf der Abtriebswelle im Eingriff. Diese Zahnradsegmente führen bei einer konstanten Drehzahl der Antriebswelle zu einer schwingenden Bewegung der Abtriebswelle.

Aus der DE 25 07 844 A geht ein dreiwelliges Planetengetriebe hervor, bei dem zum Zwanglauf das runde Hohlzahnrad und der Steg

mit den in ihm gelagerten runden Planetenzahnrädern durch ein zweistufiges Vorgelege mit unrunden Zahnrädern gekoppelt werden. Durch die veränderliche Übersetzung der Vorgelege entsteht an dem mit der Abtriebswelle verbundenen runden Sonnenzahnrad der gewünschte Bewegungsablauf.

Der vorgenannte Stand der Technik zeigt keine Maßnahmen, die infolge der periodischen Beschleunigungen und Verzögerungen mit Stößen verbundenes Rückflankentragen der Zähne vermeiden.

Bekannt sind Kreislaufprüfstände für Tragfähigkeitsuntersuchun¬ gen an runden Zahnrädern. Z.B. werden zwei parallel angeordnete Stirnradsätze im Stillstand mit Hilfe einer Verdrehkupplung ver¬ spannt, so daß bei einem Radsatz die Vorderflanken und bei dem anderen Radsatz die Rückflanken unter gleicher Belastung stehen. Während des Laufes kreist zwischen den beiden Radsätzen die gewünschte Leistung, wobei der Motor nur die Verlustleistung zu decken hat. Die Belastung der Radsätze bleibt während des Be¬ triebes konstant.

Die Verspannung von zwei parallel angeordneten Zahnradsätzen mit runden Rädern nutzt man auch aus, um Flankenspiele bei Umkehr der Drehmomentenrichtung unter Beibehaltung der Drehrichtungen zu vermeiden. Um ein Flankenabheben und damit Spiel zu verhin- dern, muß das Verspanndrehmoment mindestens gleich dem maximalen Betriebsdrehmoment sein. Dies bedeutet, daß die das Drehmoment weiterleitende Zahnradpaarung jeweils mindestens für das dop¬ pelte Betriebsdrehmoment ausgelegt sein muß.

Unter Berücksichtigung des aufgezeigten Standes der Technik liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe mit un¬ runden Zahnrädern und Schwungradspeicher vorzuschlagen, das bei konstanter Antriebswinkelgeschwindigkeit an der Abtriebswelle während einer Umdrehung, d.h. während einer Periode Phasen mit konstanter, abnehmender, konstanter und zunehmender Winkelge¬ schwindigkeit bzw. umgekehrt erzeugt, wobei die Zeitanteile der

verschiedenen Phasen, insbesondere der Phasen mit konstanter Winkelgeschwindigkeit unterschiedlich groß sind. Ferner soll das Problem gelöst werden, daß bei Änderung der Bewegungsphasen kein stoßhaftes Rückflankentragen der Zahnflanken auftritt.

Erfindungsgemäß wird zur Realisierung des Bewegungsablaufs der Abtriebswelle mit ungleichen Zeitanteilen der einzelnen Phasen zwischen Antriebswelle und Schwungradspeicher ein zweiter Rad¬ satz mit unrunden Zahnrädern vorgesehen, die solche Wälzkurven haben und die so relativ zum ersten Radsatz, der sich zwischen An- und Abtriebswelle befindet, eingebaut sind, daß die Summe der kinetischen Energien des Systems konstant bleibt. Die Wälz¬ kurven der Räder des zweiten Radsatzes sind anders als die der Räder des ersten Radsatzes. In den Beschleunigungs- und Verzöge- rungsphasen tauschen die mit dem Schwungradspeicher verbundene bzw. die diesen bildende Speicherwelle mit zugehörigen Massen und die Abtriebwelle mit zugehörigen Massen ihre kinetischen Energien aus, so daß der Motor nur die Verlustleistung und Beharrungsleistung einzuspeisen hat. Der Schwungradspeieher kann durch ein gesondertes Schwungrad oder durch eine Masseeinheit mit dem auf der Speicherwelle sitzenden Unrundzahnrad gebildet werden.

Zur Vermeidung des stoßhaften Flankenwechsels der im Eingriff befindlichen Zahnräder werden zwischen Antriebswelle und Ab¬ triebswelle einerseits und zwischen Antriebswelle und Speicher¬ welle andererseits jeweils zwei gleiche Radsätze parallel und deckungsgleich zueinander angeordnet, die sich im Stillstand mit jeweils einer Verdrehkupplung vorspannen lassen, wobei erfin- dungsgemäß in Weiterführung des Standes der Technik ein Abheben der Flanken im Rahmen des Flankenspiels der unbelasteten Zahn¬ eingriffe ermöglicht wird. Dies läßt sich dadurch erreichen, daß die elastische Relatiwerdrehung der beiden Wellen im jeweiligen Radsatz infolge der Differenz von maximalen Betriebsdrehmoment und Vorspanndrehmoment kleiner als das Verdrehflankenspiel der entlasteten Verzahnung ist. Diese Maßnahme verringert erheblich

das notwendige Vorspanndrehmoment und damit beachtlich die maxi¬ male Belastung der einzelnen Zahneingriffe.

Die Fig. 1 bis 6 erläutern das erfindungsgemäße Getriebe am Bei- spiel einer Treibscheibe mit periodisch sich verändernder Dreh¬ zahl für ein Förderband.

Fig. 1 enthält die von der Zeit t abhängigen kinematischen Grö¬ ßen der Abtriebswelle II bzw. der Treibscheibe IV. Die Taktzeit, d.h. die Zeit einer Periode von 0,13 Sekunden entspricht einer Umdrehung der Antriebswelle I bzw. der Abtriebswelle II. Es be¬ deuten ε _n Winkelverzögerung bzw. Winkelbeschleunigung, ω _n Win¬ kelgeschwindigkeit und α Drehwinkel. Die Konstantphasen für ε _n = 0 dauern unterschiedlich lange.

Fig. 2 stellt schematisch das System dar. Der Radsatz mit den Unrundrädern 1, 2 verbindet die Antriebswelle I mit der Ab¬ triebswelle II und der Radsatz mit den Unrundrädern 3, 4 die Antriebswelle I mit der Speicherwelle III. Zur Abtriebswelle II gehören die Treibscheibe IV mit dem nicht dargestellten Förder¬ band und zur Speicherwelle III das Schwungrad V. tύ _τ bezeichnet die konstante Winkelgeschwindigkeit der Antriebswelle I, ω _n die veränderliche Winkelgeschwindigkeit der Abtriebswelle II und cι) _ιn die veränderliche Winkelgeschwindigkeit der Speicherwelle III.

Der Radsatz mit den UnrundZahnrädern 1, 2 nach Fig. 3 erfüllt die in Fig. 1 vorgegebenen kinematischen Bedingungen. Fig. 3 stellt die Drehachsen bzw. Drehpunkte 0 _lf O _H der Räder dar, zeigt die aufeinander abrollenden Wälzkurven mit den variablen Radien r _wl , r _wl , ferner Zähne und die momentane Lage des Wälz¬ punktes C, in dem sich die Wälzkurven berühren und der stets auf der Verbindungsgeraden der Drehpunkte O _τ , O _u liegt. Das Radien- ver ältnis r _w2 /r _wl bildet die periodisch sich verändernde Überset- zui (II _T /Ö _H des Radsatzes.

Die in Fig. 3 gezeigte momentane Stellung der Unrundzahnräder

entspricht der Zeit t = 0 in Fig. 1. Mit Bezug auf die Drehwin¬ kelstellung der Treibscheibe IV bzw. der Abtriebswelle II bedeu¬ ten für das nicht gezeigte, blattförmiges Material transpor¬ tierende Förderband E die Einlegephase, V die Verzögerungsphase, A die Auslegephase und B die Beschleunigungsphase. Die zu den Phasen E und A gehörenden Wälzkurventeile sind Kreisbögen. Am Rad 1 begrenzen die Radien r _wlπax die Phase E und die Radien r _wlmin die Phase A sowie umgekehrt am Rad 2 r _w2min die Phase E und r _w2max die Phase A. Fig. 3 gibt auch die zu den einzelnen Phasen bzw. Bereichen gehörenden Beträge der Drehwinkel α _x und α _π an.

Analog zu Fig. 3 zeigt Fig. 4 gemäß der Erfindung den Radsatz für den Anschluß der Antriebswelle I an die Speicherwelle III bzw. an das Schwungrad V. Fig. 4 kennzeichnet wieder die Dreh- achsen O _τ und O _m der Räder 3 und 4, die Radien r _w3nax , r _w3min sowie r _wmin , r _wιmuc und ferner die Bereiche E, V, A und B für die Treib¬ scheibe IV mit den jeweils zugehörigen Winkelbereichen _τ und _m und die Winkelgeschwindigkeiten ω _∑ und ω _m . Der momentane Wälz¬ punkt C entspricht wieder der Zeit t = 0 in Fig. 1. Die Wälzkur- ven der Räder 1 und 3 einerseits und 2 und 4 andererseits unter¬ scheiden sich in ihrer Form.

Fig. 5 zeigt analog Fig. 1 die Winkelbeschleunigungen bzw. -Ver¬ zögerungen ε _IXI , die Winkelgeschwindigkeiten ω _nι und die Dreh- winkel α _m der Speicherwelle III abhängig von der Zeit t.

Mit Bezug auf Fig. 2 zeigt Fig. 6 zwischen Antriebswelle I und Abtriebswelle II parallel zum Radsatz 1, 2 einen gleichen Rad¬ satz 1', 2' und zwischen Antriebswelle I und Speicherwelle III parallel zum Radsatz 3, 4 einen gleichen Radsatz 3', 4'. Die parallelen Radsätze sind jeweils deckungsgleich angeordnet. Im Sinne der Erfindung lassen sich die Radsätze 1, 2 und 1', 2' mit der Verdrehkupplung K _n und die Radsätze 3, 4 und 3', 4' mit der Verdrehkupplung K _UI im Stillstand so vorspannen, daß unter Aus- nutzung des Flankenspiels ein Flankenwechsel der im Eingriff befindlichen Zähne vermieden wird.