Planetengetriebe

Die Erfindung betrifft ein Planetengetriebe mit einem zentralen Sonnenrad, mit drei oder mehr in einer Radialebene um das Sonnenrad herum angeordneten und mit diesem kämmenden Planetenrädern, mit einem die Planetenräder umschließenden und mit diesen kämmenden Hohlrad sowie mit einem die Planetenräder stützenden Planetenradträger, gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruches 1.

Somit handelt es sich vorliegend um die grundlegende, einfachste Bauart eines Planetengetriebes, bei der die miteinander kämmenden Zahnräder in einer gemeinsamen Radialebene angeordnet sind. Der Antrieb soll über das Sonnenrad erfolgen, wodurch sich für den Abtrieb zwei Möglichkeiten ergeben:

1. Bei drehfest angeordnetem Hohlrad erfolgt der Abtrieb über den Planetenradträger, wodurch die Drehrichtung gleich bleibt, und das Drehzahlverhältnis (Antrieb zu Abtrieb) maximal wird.

2. Bei drehfest angeordnetem Planetenradträger erfolgt der Abtrieb über das Hohlrad, wodurch sich die Drehrichtung umkehrt, und das Drehzahlverhältnis kleiner wird, als bei Bauart 1.

Anstelle der Bezeichnung „Planetengetriebe" wird in Fachkreisen auch die Bezeichnung „Umlaufrädergetriebe" verwendet, dies aber eher für die Bauart 1 mit feststehendem Hohlrad.

Aus der DE 198 44 843 Al ist ein spezielles Planetengetriebe mit sogenannten „Stufenplaneten" bekannt. Dabei sind unterschiedlich große Planetenräder paarweise in zwei axial beabstandeten Radialebenen angeordnet, wobei die größeren Planetenräder nur mit dem Sonnenrad, die kleinen Planetenräder nur mit dem Hohlrad kämmen. Die beiden Planetenräder jedes Stufenplaneten sind über eine Welle torsionsfest gekoppelt. Jedes Planetenrad ist axial vorder- und hinterhalb seines Radkörpers in je einem Wälzlager, insbesondere einem Zylinderrollenlager, abgestützt. Dadurch ergibt sich eine hoch belastbare, drehzahlfeste, reibungsarme und steife Lagerung. Diese setzt natürlich einen entsprechend präzisen und stabilen Planetenradträger voraus, um die Tragfähigkeit der Lager und Verzahnungen wirklich ausnutzen zu können.

Die beidseitige Lagerung jedes Planetenrades in je einem Wälzlager ist auch bei „einfachen" Planetengetrieben der eingangs genannten Bauart sinnvoll, wenn hohe Leistungen reibungsarm übertragen werden sollen.

Wälzlager bauen gegenüber Gleitlagern mit vergleichbarer Tragfähigkeit zwar größer bzw. voluminöser, als Vorteile sind aber ihre Reibungsarmut, auch bei geringen Drehzahlen, ihre guten Notlaufeigenschaften bei Mangelschmierung sowie ihre Toleranz gegenüber Verunreinigungen hervorzuheben.

Für eine beidseitige Lagerung der Planetenräder ist es üblich, den Plane- tenradträger mit zwei axial beabstandeten Lagerscheiben sowie mit die Lagerscheiben verbindenden Stegen auszuführen. Die Stege sitzen in den Lücken zwischen den Planetenrädern, so dass die Anzahl der Stege meist der Anzahl der Planetenräder entspricht. Dabei ist stets das Ziel, die Stege und die Lagerscheiben zu einem möglichst formstabilen „Käfig" zu verbinden. Es ist auch bekannt, die Kraft- bzw. Drehmomenteinleitung und - entnähme am Planetenradträger in dessen axialer Mitte über die Stege durchzuführen, um ungewollte Verformungen bzw. Asymmetrien zu vermeiden.

Trotz all dieser Maßnahmen können Fertigungstoleranzen insbesondere im Bereich der Planetenräder und des Planetenradträgers zu örtlichen Lastspitzen speziell an den Verzahnungen und Lagern führen, welche die übertragbare Leistung bzw. die Lebensdauer des Getriebes reduzieren.

Demgegenüber besteht die Aufgabe der Erfindung darin, ein gattungsgemäßes Planetengetriebe vorzuschlagen, das durch lastausgleichende Maßnahmen eine Erhöhung des Leistungsdurchsatzes und/oder der Lebensdauer ermöglicht.

Diese Aufgabe wird durch die in Anspruch 1 gekennzeichneten Merkmale gelöst, in Verbindung mit den gattungsbildenden Merkmalen in dessen Oberbegriff.

Die vorgesehenen Wälzlager sind erfindungsgemäß als ein- oder mehrreihige Zylinderrollenlager ausgeführt, welche sich durch hohe Belastbarkeit, hohe Drehzahlgrenze, geringe Reibung und kompakte Bauweise auszeichnen. Jedes Planetenrad weist eine biegeelastische, beidseitig über den Radkörper vorstehende Achse auf. Dieses Merkmal wirkt sich lastreduzierend auf die Lagerung und die Verzahnung aus, wobei aber ohne weitere Maßnahmen eine Schiefstellung des Lagerinnenrings relativ zum Lageraußenring und damit ein schädliches Kantentragen der Wälzkörper und Lagerringe die Folge sein könnte. Daher ist die mechanische Verbindung zwischen dem Innenring jedes Wälzlagers und der Achse sphärisch beweglich, d. h. kugelgelenkartig, ausgeführt, so dass die Tragfähigkeit jedes Lagers voll ausgenutzt werden kann.

Vorteilhafte Ausgestaltungen des erfindungsgemäßen Planetengetriebes ergeben sich aus den Onteransprüchen.

Bevorzugt ist der Innenring jedes Wälzlagers mit dem zugeordneten Planetenrad über in Umfangsrichtung wirksame Mitnahmeelemente formschlüssig gekoppelt, wodurch schlupfartige Relativbewegungen zwischen Innenring und Achse bzw. Radkörper vermieden werden. Dabei sind zulässige, elastische, radiale Relativbewegungen zwischen Innenring und Radkörper zu berücksichtigen.

Bevorzugt wird weiterhin, dass die Stege des Planetenradträgers in der Weise mit den Lagerscheiben gekoppelt sind, dass die Lagerscheiben in ihren Radialebenen geringfügig relativ zueinander beweglich sind, insbesondere in Umfangsrichtung gegeneinander verdrehbar. Hier wird bewusst vom Prinzip des „steifen Käfigs" abgewichen, um ggf. durch Fertigungstoleranzen induzierte Lastspitzen im System Lagerung / Verzahnung zu reduzieren.

Zusätzliche, vorteilhafte Merkmale sind in den weiteren Unteransprüchen enthalten.

Die Erfindung wird anschließend anhand der Zeichnungen noch näher erläutert. Dabei zeigen in vereinfachter, nicht maßstäblicher Darstellung:

Figur 1 eine Kombination aus einer Teilansicht eines Planetengetriebes und zwei Teilquerschnitten durch das selbe Planetengetriebe, wobei die Blickrichtung immer gleich ist und axial verläuft,

Figur 2 einen Längsschnitt durch das Planetengetriebe gemäß dem Schnittverlauf A-A in Figur 1, und

Figur 3 eine Ansicht eines Teilbereiches des Planetenradträgers des Planetengetriebes gemäß Blickrichtung E in Figur 2.

Zum besseren Verständnis sollen zunächst die graphischen Zusammenhänge zwischen Figur 1 und Figur 2 erläutert werden. Figur 1 gliedert sich in drei aneinandergrenzende, kreissektorartige Darstellungsbereiche auf. Der größte Darstellungsbereich bildet etwa einen Halbkreissektor (ca. 180°), der links in der Figur 1 ca. 45° unter der horizontalen Mittellinie beginnt und sich nach unten, nach rechts und nach oben bis ca. 45° über die horizontale Mittellinie erstreckt. Dieser Darstellungsbereich entspricht der Ansicht B in Figur 2 und zeigt primär drei in Umfangsrichtung aufeinanderfolgende Wälzlager 11. Ein weiterer Darstellungsbereich links in Fi-

gur 1 bildet etwa einen Viertelkreissektor (ca. 90°) und erstreckt sich von ca. 45° unterhalb bis ca. 45° oberhalb der horizontalen Mittellinie. Dieser Darstellungsbereich entspricht dem Schnittverlauf C-C in Figur 2 und zeigt u. a. ein Planetenrad 7 sowie zwei Stege 23 des Planetenradträ- gers 19. Der dritte und letzte Darstellungsbereich bildet ebenfalls etwa einen Viertelkreissektor (ca. 90°) und erstreckt sich oben in Figur 1 um ca. 45° beiderseits der vertikalen Mittellinie. Dieser dritte Darstellungsbereich entspricht dem Schnittverlauf D-D in Figur 2 und zeigt u. a. zwei Planetenräder 7 sowie einen Steg 23 mit konstruktiven Details. über die bereits genannten Bauteile hinaus sind in Figur 1 noch das Sonnenrad 3 mit der dieses antreibenden Welle 2, das mit der - hier nicht sichtbaren - Welle für den Abtrieb gekoppelte Hohlrad 39, eine Lagerscheibe 20 des Planetenradträgers 19, Zapfen 24 an den Stegen 23, der Teilkreis 38 der sechs Planetenräder 7 sowie ein Tragring 27 wiedergegeben. Der Tragring 37 verbindet den Planetenradträger 19 über die Stege 23 torsionsfest mit dem - nicht dargestellten - Gehäuse des Planetengetriebes 1. Die Zapfen 24 an den Stegen 23 bilden die hauptlastübertragenden Elemente zwischen den Stegen 23 und den Lagerscheiben 20. Die Mitten der Zapfen 24 liegen zumindest annähernd im Schnittpunkt zweier Tangenten Tl und T2 an den Teilkreis 38 der Planetenräder 7, wobei die Tangenten Tl, T2 jeweils von den Radmitten der Planetenräder 7 ausgehen, welche dem jeweiligen Steg 23 benachbart sind. Berechnungen haben ergeben, dass die resultierenden Kräfte auf die Wälzlager 11 und somit die Lagerscheiben 20 etwa in Richtung besagter Tangenten an den Teilkreis 38 verlaufen.

Figur 2 zeigt - wie bereits angemerkt - einen Längsschnitt durch das Planetengetriebe gemäß dem Schnittverlauf A-A in Figur 1. Der Verlauf A-A kombiniert zwei axial-radiale Schnittebenen, von denen die obere, vertikale mittig durch einen Steg 23, die untere, geneigte Schnittebene mittig durch ein Planetenrad 7 und die zugehörigen Wälzlager 11 verläuft. Der Leistungsfluss durch das Planetengetriebe 1 erfolgt ausgehend von der Welle 2 (Antrieb) über die Planetenräder 7 auf das Hohlrad 39 und die damit verbundene Welle 41 (Abtrieb) . Im dargestellten Beispiel ist der Planetenradträger 19 gehäusefest/statisch gehalten. Im Rahmen der Erfindung wäre es auch möglich, das Hohlrad statisch zu halten und die Abtriebsleistung am Planetenradträger zu entnehmen, d. h. diesen mit der Abtriebwelle zu koppeln. Die zwei Möglichkeiten unterscheiden sich - bei gleichen Zahnradgeometrien - im Drehrichtungs- und Drehzahlverhältnis zwischen An- und Abtrieb. Das vorliegend zweiteilige Sonnenrad 3 ist mit der Welle 2 über eine Verzahnung 4 und eine Verschraubung 5 torsionsfest und axial fixiert verbunden. Die mit den Planetenrädern 7 kämmende Verzahnung 6 des Sonnenrades 3 ist bevorzugt als Doppel-Schrägverzahnung - ahn-

lieh einer Pfeilverzahnung - mit Evolventen-Zahnflanken ausgeführt. Diese Bauart hat, bei präziserer Herstellbarkeit, wie die Pfeilverzahnung den Vorteil, dass die kämmenden Zahnräder sich gegenseitig axial zentrieren. Die Zweiteilung des Sonnenrades 3 ermöglichst ggf. eine noch präzisere Fertigung. Das Hohlrad 39 ist mit der Welle 41 über eine Verzahnung 40 torsionsfest verbunden, wobei bewusst gewisse Relativbewegungen zugelassen werden, wie z. B. axiale Verschiebungen und kleine Kippbewegungen. Je nach Verzahnungsspiel sind auch kleine radiale Relativbewegungen möglich. Jedes Planetenrad 7 umfasst einen Radkörper 8 mit zum Sonnenrad 3 und zum Hohlrad 39 passender Verzahnung und eine biegeelastische, beiderseits ü- ber den Radkörper 8 axial vorstehende Achse 9, wobei der Radkörper 8 und die Achse 9 vorzugsweise integral ausgeführt sind. Auf jedem Achsende sitzt ein als ein- oder mehrreihiges Zylinderrollenlager ausgeführtes Wälzlager 11, welches wiederum einen Außenring 12, eine Vielzahl von Wälzkörpern 13 und einen Innenring 14 umfasst. Zwischen der Achse 9 und dem Innenring 14 ist ein Gelenkring 15 mit sphärischer Außenkontur angeordnet. über einen zusätzlichen Haltering 16 wird der Gelenkring 15 formschlüssig am Innenring 14 gehalten, wobei die komplementären, sphärischen Innenkonturen des Innenrings 14 und des Halterings 16 eine kugelgelenkartige Bewegung des Wälzlagers 11 relativ zum achsfesten Gelenkring 15 und somit zur Achse 9 ermöglichen. Der Gelenkring 15 ist über eine Verschrau- bung 10 auf der Achse 9 fixiert, der Haltering 16 ist mittels einer Ver- schraubung 17 am Innenring 14 befestigt. Die Passung im Bereich der sphärischen Gleitflächen ist so gewählt, dass eine spielfreie aber auch zwangskräftefreie Relativbewegung möglich ist. Es sei darauf hingewiesen, dass die zu erwartenden Relativbewegungen sehr klein sind, d. h. die Größe der Schwenkbewegungen wird weit unter einem Winkelgrad liegen. Da sich der Innenring 14 jedes Wälzlagers 11 insbesondere aus Verschleißgründen relativ zur Achse 9 bzw. zum Radkörper 8 nicht in Umfangsrichtung verdrehen soll, sind formschlüssige Mitnahmeelemente 18 am Innenring 14 und am Radkörper 8 angeordnet, z. B. in Form von Stiften und Nuten/Bohrungen o- der von Stirnverzahnungen. Die Mitnahmeelemente 18 dürfen die kleinen Schwenkbewegungen des Wälzlagers 11 auf dem achsfesten Gelenkring 15 nicht behindern, was durch entsprechendes Spiel und/oder elastische Verformbarkeit sichergestellt wird. Diese doch relativ aufwändige Wälzlagerbefestigung hat die Aufgabe, ein sogenanntes Kantentragen der Wälzlager 11 zu verhindern. Wie erwähnt, sind die Achsen 9 der Planetenräder 7 aus Gründen des Last- und Toleranzausgleichs biegeelastisch ausgeführt, wobei sich die Auslenkung der Achsenden bei einem konventionellen Lagersitz auf den Lagerinnenring übertragen würde. Die Befestigung der Lageraußenringe am Planetenradträger ist relativ starr, so dass sich - bei konventioneller Lösung - ein Schiefstand des Lagerinnenrings relativ zum Lageraußen-

ring, verbunden mit dem kritischen Kantentragen, ergeben kann. Dies wäre insbesondere bei mehrreihigen Wälzlagern mit breiter Lagerbasis schädlich. Die vorliegende Erfindung ermöglicht es dem Innenring 14 des Wälzlagers 11, sich stets optimal zum Außenring 12 einzustellen, wodurch die Tragfähigkeit und die Lebensdauer optimiert werden. Somit ist der konstruktive Mehraufwand durchaus berechtigt.

Weitere konstruktive Maßnahmen im Sinne eines Last- und Toleranzausgleichs sind in der oberen Hälfte von Figur 2 dargestellt. Der Planeten- radträger 19 umfasst als Hauptelemente zwei axial beabstandete, die Wälzlager 11 tragende und im wesentlichen identische Lagerscheiben 20 sowie mindestens drei, im vorliegenden Fall sechs die Lagerscheiben 20 verbindende Stege 23. Die Stege dienen darüber hinaus der Lastübertragung zum Gehäuse oder zur abtriebsseitigen Welle des Planetengetriebes. Wie erwähnt, ist es üblich, den Planetenradträger als möglichst starren „Käfig" auszuführen mit entsprechend steifen Verbindungen zwischen den Stegen und den Lagerscheiben. Somit führen Fertigungsungenauigkeiten im Bereich des Planetenradträgers zu Lasterhöhungen in den Lagern und Verzahnungen, d. h. bei gleicher übertragener Leistung zu mehr Verschleiß bzw. geringerer Lebensdauer. Demgegenüber soll gemäß der vorliegenden Erfindung die Verbindung zwischen jedem Steg 23 und jeder Lagerscheibe 20 in geringem Maß beweglich, genauer gesagt gelenkig ausgeführt sein. Hierzu ist beiderseits am Steg 23 je ein Zapfen 24 integral angeformt, wobei die Zapfen 24 sich koaxial gegenüberstehen. Radial innerhalb und parallel zu den beiden Zapfen 24 führt eine separate Achse 30 durch den Steg 23 und steht beiderseits ebenfalls zapfenartig aus diesem heraus. Die Zapfen 24 sitzen in zylindrischen Senkungen 21, die Achse 30 in zylindrischen Bohrungen 22 der Lagerscheiben 20. Sowohl die Zapfen 24 als auch die Achse 30 weisen am Umfang ballige Kontaktflächen 26, 32 auf, welche in den zylindrischen Senkungen 21 bzw. Bohrungen 22 eine gewisse Schrägstellung zulassen. De facto ergeben sich radiale Schwenkachsen, welche beiderseits des Steges 23 durch die Kontaktflächen 26, 32 und durch die Mitten der Zapfen 24 und der Achse 30 verlaufen. Die Zapfen 24 weisen Gewindebohrungen 27 auf, in denen Schrauben 28 sitzen. über tellerfederartige Scheiben 29 drücken die Schrauben 28 die Senkungen 21 in den Lagerscheiben 20 axial gegen die Stirnflächen 25 der Zapfen 24. Die axiale Tiefe der Senkungen 21 ist etwas kleiner als die axiale Länge der Zapfen 24, so dass die Lagerscheiben 20 nicht unmittelbar an den Stegen 23 anliegen sondern einen kleinen axialen Abstand zu diesen einhalten. Dies erleichtert kleine Schwenkbewegungen um die genannten radialen Achsen zwischen den Stegen 23 und den Lagerscheiben 20. Es sei noch erwähnt, dass die Achsen 30 hohl ausgeführt sind und über einen Bund 33 und eine Verschraubung 34 im Steg 23 gehalten

sind. Es ist möglich, durch die hohlen Achsen 30 Schmieröl zu leiten. Anstelle der separaten Achsen 30 könnten auch Zapfen nach Art der Position 24 am Steg angeordnet sein, ohne die Kinematik zu verändern. Genau genommen sollten die „virtuellen" Schwenkachsen zwischen den Stegen und Lagerscheiben nicht nur radial und somit parallel verlaufen sondern mit radialer und axialer Komponente zu einem zentralen Punkt auf der Getriebeachse hin konvergieren. Dieser zentrale Punkt würde axial in der Mittelebene der Verzahnungen liegen als Schnittpunkt mit der Getriebeachse. Dann könnten sich die Lagerscheiben kinematisch zwangsfrei nach Art eines Kegelraddifferentials relativ zueinander bewegen. Da im vorliegenden Fall die zu erwartenden Relativbewegungen sehr klein sind, genügt die näherungsweise Lösung mit radialen, parallelen Schwenkachsen, wobei Zwänge elastisch aufgefangen werden. Neben der Aufnahme und Führung der Planetenräder 7 mit ihren Wälzlagern 11 hat der Planetenradträger 19 die Aufgabe, entweder durch eine torsionsfeste Verbindung mit dem Gehäuse des Planetengetriebes 1 eine statische Abstützung für das Differenzdrehmoment zwischen An- und Abtrieb zu bilden oder die Getriebeleistung dynamisch an die abtriebsseitige Welle weiter zu leiten. Im vorliegenden Fall ist beispielhaft die erste Variante dargestellt. Dabei ist axial mittig zwischen den Lagerscheiben an mindestens drei der Stege 23, vorzugsweise an allen Stegen 23, ein Kugelgelenk 35 lösbar befestigt, insbesondere angeschraubt. Wie in Zusammenhang mit Figur 1 erläutert, bilden die Zapfen 24 die Hauptlastübertragungspunkte zwischen den Lagerscheiben 20 und den Stegen 23. Daher ist es für den Kraftfluss günstig, die Mitte des Kugelgelenks 35 etwa koaxial zwischen die gegenüberliegenden Zapfen 24 zu setzen. Mit jedem Kugelgelenk ist ein Bolzen 36 lösbar verbunden, welcher ein form- und/oder kraftschlüssiges übertragungselement zu einem Tragring 37 bildet. Der vorzugsweise integrale Tragring 37 weist einen Flansch auf, welcher mit dem Gehäuse des Planetengetriebes lösbar verbunden, vorzugsweise verschraubt ist. Dieser Flansch mit einer Vielzahl von Schraublöchern ist in Figur 1 deutlich zu erkennen.

Figur 3 schließlich zeigt die Teilansicht E aus Figur 2 auf einen Steg 23 mit Kugelgelenk 35. Man erkennt die axial beabstandeten Lagerscheiben 20, die hauptlastübertragenden Zapfen 24 einschließlich der Schrauben 28 und Scheiben 29 sowie den Steg 23. Das Kugelgelenk 35 ist hier über vier Schrauben am Steg 23 befestigt, wobei durch eine geeignete Passung zwischen Kugelgelenk 35 und Steg 23 die Schrauben weitgehend entlastet werden können. Weiterhin sind der Bolzen 36 sowie der Tragring 37 angedeutet. Man sieht, dass der Tragring 37 einen den Bolzen 36 umschließenden, laschenartigen Vorsprung aufweist und sich im übrigen im Bereich der rechten Lagerscheibe umfänglich erstreckt.