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WO2016026899A1 - Verstellgetriebe - Google Patents

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Info

Publication number
WO2016026899A1
WO2016026899A1 PCT/EP2015/069060 EP2015069060W WO2016026899A1 WO 2016026899 A1 WO2016026899 A1 WO 2016026899A1 EP 2015069060 W EP2015069060 W EP 2015069060W WO 2016026899 A1 WO2016026899 A1 WO 2016026899A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
planet
gear
ring
adjusting mechanism
support ring
Prior art date
Application number
PCT/EP2015/069060
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Michael Schober
Original Assignee
Magna powertrain gmbh & co kg
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 Magna powertrain gmbh & co kg filed Critical Magna powertrain gmbh & co kg
Publication of WO2016026899A1 publication Critical patent/WO2016026899A1/de

Links

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
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • F16H1/46—Systems consisting of a plurality of gear trains each with orbital gears, i.e. systems having three or more central gears
    • 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
    • F16H57/00—General details of gearing
    • F16H57/02—Gearboxes; Mounting gearing therein
    • F16H57/02004—Gearboxes; Mounting gearing therein the gears being positioned relative to one another by rolling members or by specially adapted surfaces on the gears, e.g. by a rolling surface with the diameter of the pitch circle
    • H—ELECTRICITY
    • H02—GENERATION; CONVERSION OR DISTRIBUTION OF ELECTRIC POWER
    • H02K—DYNAMO-ELECTRIC MACHINES
    • H02K7/00—Arrangements for handling mechanical energy structurally associated with dynamo-electric machines, e.g. structural association with mechanical driving motors or auxiliary dynamo-electric machines
    • H02K7/10—Structural association with clutches, brakes, gears, pulleys or mechanical starters
    • H02K7/116—Structural association with clutches, brakes, gears, pulleys or mechanical starters with gears

Definitions

  • the invention relates to an adjusting gear with an electric motor and a Wolfrom type planetary gear.
  • variable-speed gearboxes on the one hand, there are very high requirements in terms of compactness in relation to the torque capacity, and, on the other hand, the adjusting gear must also be designed as inexpensively as possible.
  • the compactness is achieved in the prior art from the combination of a small, high-revving, electric motor with a high-reduction gear.
  • the challenge is to present this high-reduction gearbox structurally compact as well as cost-effectively.
  • a Wolfromgetriebe is used, a type of transmission which can be very compact and represent high reduction.
  • Such a transmission is a planetary gear, which pairs at least two rotatably mounted on a common planet carrier Planetenrad- and two mutually substantially coaxially arranged ring gears, namely a housing-fixed support wheel and a driven shaft connected to a driven gear, wherein the numbers of teeth of the two ring gears to a predetermined integer ( ⁇ ) differ, and wherein one of the planetary gears of each pair of planetary gears meshes with the support wheel, while the respective other planetary gear of this pair of planetary gears meshes with the output gear.
  • ⁇ predetermined integer
  • the solution is that the Wolfromgetriebe with respect to the meshing on the one hand longitudinally symmetrical, or at least approximately longitudinally symmetrical to prevent tilting of the double planet from the outset.
  • the double planet only Abdrnature guide, so-called radial meshing forces that push the double planet from the meshing in the two ring gears in the direction of the center of the Wolfromgetriebes.
  • These Abdrfit be included in a conventional Wolfromgetriebe, as well as the Verkippungs concept, by the bearings of the double planet on the planet carrier.
  • the solution according to the invention is to absorb the pure forces of deflection by means of one or more simple support rings whose axis coincides with that of the Wolfrom gear, the support rings rolling on a cylindrical shoulder on the double planet.
  • the complex planet carrier is replaced by one or more simple support rings.
  • the object is achieved in particular by an adjusting gear with an electric motor and a planetary gear of the Wolfrom type, wherein the planetary gear has at least one support ring as a support for planets as a replacement for a planet carrier.
  • the radial deflection forces of the double planets in a longitudinally symmetrical Wolfrom transmission are advantageously accommodated by support rings which roll on a shoulder of the double planet.
  • the solution leads to a cost reduction, as well as a noise reduction by eliminating multiple bearings, as they would otherwise be provided in the planet carrier.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of the exemplary embodiment in FIG.
  • Fig. 2 shows a cross section through the planet according to the invention.
  • FIGS 3a, 3b and 3c show different embodiments.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section of a Versteilantriebs 1 is shown.
  • the adjusting drive is seated in a housing 2 which is fastened via flanges 3 at an installation location.
  • Such an adjustment drive is used, for example, for adjusting the compression of an internal combustion engine, in which the control of a Pleulaniser serves to adjust the compression of the engine.
  • An electric motor 5 with its rotor 6 drives the adjustment drive and is structurally connected via a screw 1 6 directly to the transmission and the sun gear 8.
  • the sun gear rotates about the center axis, which is shown in dashed lines.
  • Prerequisite for the realization of the invention is a longitudinally symmetrical design of the Wolfromgetriebes, which requires at least one additional ring gear.
  • the ring gears 9,10,11 are arranged along the longitudinal axis, wherein the ring gears 9 and 1 1 sit symmetrically about the central ring gear 10 in the housing.
  • the middle ring gear 10 is connected to the output 4.
  • the ring gear 1 1 is held in the housing and is supported in the direction of the flange 3.
  • the ring gear 9 must be supported centrally towards the rotor and enters the force in the direction of the screw, or the housing wall, which extends along the longitudinal axis.
  • the bearings and housing connections as well as the materials of the two outer ring gears must be of similar rigidity. This is not easy to realize insofar as the ring gear 1 1 has a thick and rigid housing and flange connection and the ring gear 9 is connected to the housing over a very long distance.
  • the connection of the ring gear 10 with the housing 2 and a flange of the gear attachment takes place axially, ie within the sun gear.
  • step plans 30 are arranged, which are mounted on bolts 7.
  • a stepped planet 30 in the example consists of a planet 9, a central planet 10 and a planet 1 1.
  • the bolt 7 each defines a stepped planet 30, both ends of the bolt forming cylindrical shoulders 17 on which support rings 15 roll.
  • Planet 9 and Planet 1 1 are identical or nearly identical in terms of tooth geometry.
  • the relievenplanet 30 interacts with the ring gear 9 and ring gear 1 1, which are identical or nearly identical with respect to the tooth geometry.
  • Figure 2 shows a plan view of the Wolfrom transmission.
  • the stepped planet 30 has a roll-off point 20 or first rolling point between the cylindrical shoulder 17 on the double planet, eg at the bolt end, and the support ring 15. The rolling contact results in very little friction, which benefits the efficiency of this transmission.
  • the roll-off point 21, the second rolling point, between the cylindrical shoulder 17 on the double planet 30 and the support ring 15 is also a rolling contact. This also creates very little friction.
  • the support ring 15 is preferably guided only over the cylindrical paragraphs 17 of the double planet 30 and is thus placed floating.
  • a second support ring 15 is integrated as one embodiment. This encompasses the cylindrical heels on the double planet 30 from the outside.
  • This embodiment is also shown again in Figure 3b, in which case the inner support rings are omitted in a further alternative embodiment.
  • the use of two support rings 15 inside and outside can be advantageous at high speeds and low torque load on the transmission, since the double planet 30 would be pressed into the teeth of the ring gears by the centrifugal force, which would lead to high friction and wear on the tooth flanks.
  • This outer support ring 15 could also be deliberately elastic according to eg thin wall thickness, so that it, with a corresponding reduced diameter, in the installed state, a biasing force in the roll-off points 20 and 21 causes. This also has a very beneficial effect on the noise behavior of this transmission.
  • the radial tooth engagement forces 23 are shown, which act on the double planetary gear 30 in engagement with the sun gear 8 and the resulting radial force from all tooth engagements of a double planet with the sun gear len represent.
  • This radial tooth engagement force 23 is much smaller than the radial tooth engagement forces 22.
  • the differences of these radial engagement forces are respectively received by the support ring 15 or the support rings 15. This prevents that it comes to a terminal namely to a two-sided concern of the tooth flanks in meshing engagement between the planet 30 and the sun gear 8.
  • an optimal balance of forces in the support ring is established, so that the best possible uniform distribution of the tooth forces in the different double planets is established.
  • the toothing of the sun gear 8 optionally engages only in the toothing of the central planetary gear 13, or in that of a planetary gear 12, or 13, or in both planet gears 12 and 13th
  • the at least one support ring 15 prevents the planet 30, are pressed by the high radial Abdrnature concept that occur in the meshing of the planetary gears with the ring gears, with their teeth in the teeth of the sun gear 8 bringing it to a terminals, a two-sided concerns the tooth flanks Bias, would come in this meshing. This would result in a dramatic decline in efficiency and high wear of these gears.
  • the dual planet 30 degenerates to a broad planet.
  • the teeth of Planet 13 and Planet 12 or 14 have the same number of teeth and tooth module, or / and have an identical tooth form and are not twisted together. This must also the ring gears 9 and 1 1, and ring gear
  • the ring gears 9 and 1 1 have in this case compared to the ring gear 10, a small number of teeth, for example, 2, 3 or 4. A proper meshing of these ring gears in the planet 30 is then achieved by profile displacement.
  • the connection of the two outer ring gears 9 and 1 1 is, as shown in Figure 1, in the transmission longitudinal region along the transmission axis of the Wolfromgetriebes, which corresponds to the axis of the sun gear and the ring gears on which take place the meshing, in the near-axis region by a kind Realized "wave" which is located within the inner diameter of the sun gear.
  • the electric motor 5 is housed together with the rotor 6 of this engine.
  • the support ring 15, or one or more further support rings 15 can be made elastic and slightly larger, so that the double planet 30 in the installed state radially outwardly pressed against the teeth of the ring gears 9,10,1 1 and thus biased.
  • This bias has significantly more favorable influence on a backlash of the transmission and also has significantly less negative impact on the efficiency.
  • This is at least a bias between the ring gear 10 and planetary gear 13 or ring gear 9 and ring gear 1 1 with the planetary gears 12, and 14 realized. This leads to a great advantage in noise behavior, especially in transmissions loaded with alternating torque.
  • the rotational stiffness between the ring gears 9 and 1 1 towards the housing flange can be deliberately designed differently, so that at high torque load in a preferred direction, the double planet optimally have no skewing and thus there is an optimal edge contact.
  • the torsional stiffness of the stiffness between the ring gears 9 and 1 1 towards the housing flange may consciously have a "kink” or a progressive or degressive behavior by additional measures or special materials, so that at high load, the planet 30 undergoes no skewing and the Doppelplanet at torque-free state of the transmission obliquely, so here sets a small bias in the meshing, which significantly improves the noise performance.
  • an additional support ring 15 may be used, which may be either rigid or designed to be elastic and with bias on the outside of the cylindrical shoulder 17 presses on the double planet 30.
  • a rigid support ring 15 With a rigid support ring 15, a double flank concerns between planetary and Hohlradvertechnikungen can be prevented or can be achieved with a resilient biased support ring 15 a tension in the roll-off points 20 and 21 which should benefit the noise behavior.
  • the meshing can also be clamped in a variety of ways, with conventional split gears are used.
  • the outer diameter of the support ring 15 is identical to the pitch circle diameter of the sun gear 8.
  • the diameter of the cylindrical shoulder 17 on the stepped planetary 30 is also identical to the pitch circle diameter of the planet gear, which is in engagement with the sun gear 8.
  • the support ring 15 can also be made in one piece with the sun gear 8.
  • FIG. 3c an alternative for the support ring 15 is shown. Only one support ring 15 is placed symmetrically to the tooth engagement, in which case the central plane 10 is divided.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Retarders (AREA)

Abstract

Es wird ein Verstellgetriebe mit einem Elektromotor und einem Planetengetriebe vom Wolfromtyp vorgeschlagen, wobei das Planetengetriebe mindestens einen Stützring als Auflager für Planeten als Ersatz für einen Planetenträger besitzt.

Description

Verstellqetriebe
Die Erfindung geht aus von einem Verstellgetriebe mit einem Elektromotor und einem Planetengetriebe vom Wolfromtyp.
Stand der Technik Bei Verstellgetrieben gibt es einerseits sehr hohe Anforderungen bezüglich der Kompaktheit in Relation zur Drehmomentkapazität, andererseits muss das Verstellgetriebe auch möglichst kostengünstig ausgeführt werden. Die Kompaktheit wird im Stand der Technik aus der Kombination eines kleinen, hochdrehenden, Elektromotors mit einem hoch untersetzenden Getriebe erreicht. Die Herausforde- rung besteht dabei, dieses hochuntersetzende Getriebe baulich kompakt wie auch kostengünstig darzustellen. Dabei wird beispielsweise ein Wolfromgetriebe verwendet, ein Getriebetyp welcher sich sehr kompakt und mit hoher Untersetzung darstellen lässt. Ein solches Getriebe ist ein Planetengetriebe, das wenigstens zwei an einem gemeinsamen Planetenträger drehbar gelagerte Planetenrad- paare und zwei zueinander im Wesentlichen koaxial angeordnete Hohlräder, nämlich ein gehäusefestes Stützrad und ein mit einer Abtriebswelle verbundenes Abtriebsrad umfasst, wobei sich die Zahnzahlen der beiden Hohlräder um eine vorbestimmte ganze Zahl (ΔΖ) unterscheiden, und wobei eines der Planetenräder jedes Planetenradpaars mit dem Stützrad kämmt, während das jeweils andere Planetenrad dieses Planetenradpaars mit dem Abtriebsrad kämmt.
Charakteristisch für diese Wolfrom-Getriebe ist, dass die Differenz der Zahnzahlen von Stützrad und Abtriebsrad ein ganzzahliges Vielfaches der Anzahl der Plane- tenradpaare ist. Im günstigsten Fall entspricht die Zahndifferenz von Stützrad und Abtriebsrad exakt der Zahl der Planetenradpaare. Allerdings sind diese Getriebe relativ aufwendig und teure aufgebaut und besitzen Planetenträger. Der Planetenträger ist ein aufwändiges Bauteil, das vor allem Platz beansprucht und mit zwei Lagern pro Planet ausgestaltet ist. Es ist daher Aufgabe der Erfindung ein Verstellgetriebe zur Verfügung zu stellen, das einfach und kostengünstig aufgebaut ist.
Die Lösung besteht darin, dass das Wolfromgetriebe bezüglich der Zahneingriffe einerseits längssymmetrisch, oder wenigstens annähernd längssymmetrisch aus- geführt wird, um eine Verkippung des Doppelplaneten von vorherein zu verhindern. Damit wirken bei einer Drehmomentbelastung am Getriebe, auf dem Doppelplaneten nur noch Abdrängkräfte, sogenannte radiale Zahneingriffskräfte, die den Doppelplaneten aus den Zahneingriffen in den beiden Hohlrädern in Richtung der Achsmitte des Wolfromgetriebes abdrängen. Diese Abdrängkräfte werden bei einem herkömmlichen Wolfromgetriebe, ebenso wie die Verkippungskräfte, durch die Lagerungen der Doppelplaneten am Planetenträger aufgenommen. Die erfindungsgemäße Lösung besteht darin, die reinen Abdrängkräfte durch einen oder mehrere einfache Stützringe, deren Achse mit der des Wolfromgetriebes zusammenfällt, aufzunehmen, wobei die Stützringe an einem zylindrischen Absatz am Doppelplaneten abrollen.
Mit vorliegender Erfindung wird der aufwendige Planetenträger durch einen oder mehrere einfache Stützringe ersetzt.
Gelöst wird die Aufgabe im speziellen durch ein Verstellgetriebe mit einem Elekt- romotor und einem Planetengetriebe vom Wolfromtyp, wobei das Planetengetriebe mindestens einen Stützring als Auflager für Planeten als Ersatz für einen Planetenträger besitzt. Dadurch werden in vorteilhafterweise die radialen Abdrängkräfte der Doppelplaneten in einem längssymmetrisch aufgebauten Wolfromgetriebe durch Stützringe, die an einem Absatz der Doppelplaneten abrollen, aufgenommen. Die Lösung führt zu einer Kostenreduktion, sowie zu einer Geräuschreduktion durch den Wegfall mehrerer Lagerstellen, wie sie im Planetenträger ansonsten vorgesehen wären.
Bei im Durchmesser sehr kleinen Ausführungen eines Wolfromgetriebes gibt es zu wenig Platz, insbesondere für Wälzlager zur Lagerung der Doppelplaneten. Bei solchen kleinen Getrieben entfallen die Lager zu Gänze.
Beschreibung der Erfindung
Die Erfindung wird nachfolgend beispielhaft unter Bezugnahme auf die beigefügte Zeichnung beschrieben.
Fig. 1 zeigt eine schematische Darstellung der beispielhaften Ausführungsform im
Längsschnitt
Fig. 2 zeigt einen Querschnitt durch den erfindungsgemäßen Planeten.
Figuren 3a, 3b und 3c zeigen unterschiedliche Ausführungsformen.
In Figur 1 ist ein Längsschnitt eines Versteilantriebs 1 dargestellt. Der Versteilantrieb sitzt in einem Gehäuse 2, das über Flansche 3 an einem Einbauort befestigt ist. Ein solcher Versteilantrieb wird beispielsweise für die Einstellung der Kom- pression eines Verbrennungsmotors eingesetzt, bei dem die Ansteuerung einer Pleulanordnung zur Einstellung der Kompression des Motors dient.
Ein Elektromotor 5 mit seinem Rotor 6 treibt den Versteilantrieb an und ist baulich über einen Schraube 1 6 direkt mit dem Getriebe und dem Sonnenrad 8 verbunden. Das Sonnenrad dreht sich um die Mittenachse, die gestrichelt eingezeichnet ist. Voraussetzung zur Realisierung der Erfindung ist eine längssymmetrische Ausführung des Wolfromgetriebes, welches zumindest ein zusätzliches Hohlrad benötigt. Die Hohlräder 9,10,1 1 sind entlang der Längsachse angeordnet, wobei die Hohlräder 9 und 1 1 symmetrisch um das mittlerer Hohlrad 10 im Gehäuse sitzen. Das mittlere Hohlrad 10 ist mit dem Abtrieb 4 verbunden. Das Hohlrad 1 1 ist im Gehäuse gehalten und stützt sich in Richtung des Flansches 3 ab. Das Hohlrad 9 muss sich mittig zum Rotor hin abstützen und trägt die Kraft in Richtung der Schraube, beziehungsweise der Gehäusewandung ein, die sich entlang der Längsachse erstreckt. Um die Symmetrie der Anordnung zu erhalten müssen die Lagerungen und Gehäuseanbindungen, sowie die Materialien der beiden äußeren Hohlräder von ähnlicher Steifigkeit sein. Das ist insofern nicht einfach zu realisieren, weil des Hohlrad 1 1 über eine dicke und steife Gehäuse- und Flansch- Verbindung verfügt und das Hohlrad 9 über einen sehr langen Weg mit dem Gehäuse verbunden ist. Die Verbindung des Hohlrads 10 mit dem Gehäuse 2 bzw. einem Flansch der Getriebebefestigung erfolgt achsmittig, also innerhalb des Sonnenrades.
In den Hohlräder sind Stufenplanten 30 angeordnet, die über Bolzen 7 gelagert sind.
Ein Stufenplanet 30 besteht im Beispiel aus einem Planet 9, einem mittigen Pla- net 10 und einem Planet 1 1 .
Der Bolzen 7 begrenzt jeweils einen Stufenplaneten 30, wobei beide Enden des Bolzens zylindrische Absätze 17 bilden, an denen Stützringe 15 abrollen. Planet 9 und Planet 1 1 sind bezüglich der Verzahnungsgeometrie identisch oder nahezu identisch ausgeführt. Der Stufenplanet 30 wirkt mit dem Hohlrad 9 und Hohlrad 1 1 zusammen, die bezüglich der Verzahnungsgeometrie identisch oder nahezu identisch ausgeführt sind. Figur 2 zeigt eine Aufsicht auf das Wolfromgetriebe. Der Stufenplanet 30 besitzt einen Abrollpunkt 20 oder ersten Wälzpunkt zwischen dem zylindrischen Absatz 17 am Doppelplanet, z.B. am Bolzenende, und dem Stützring 15. Durch den Rollkontakt entsteht sehr wenig Reibleistung, was dem Wirkungsgrad dieses Getrie- bes zugutekommt.
Der Abrollpunkt 21 , der zweite Wälzpunkt, zwischen dem zylindrischen Absatz 17 am Doppelplanet 30 und dem Stützring 15 ist ebenfalls ein Rollkontakt. Dadurch entsteht ebenfalls sehr wenig Reibleistung.
Der Stützring 15 wird vorzugsweise nur über die zylindrischen Absätze 17 der Doppelplaneten 30 geführt und ist also schwebend platziert.
Er ermöglicht dadurch eine besser Kräftegleichverteilung auf die einzelnen Planeten im Getriebe durch Minimierung von mechanischen Überbestimmungen. Solche mechanischen Überbestimmungen werden bei Systemen mit Planetenträgern erreicht, führen aber tendenziell zu höheren Verschleißen. Ein zweiter Stützring 15 ist als eine Ausführungsform integriert. Dieser umgreift die zylindrischen Absätze an den Doppelplaneten 30 von außen.
Diese Ausführungsform ist auch nochmals in Figur 3b dargestellt, wobei hier die inneren Stützringe in einer weiteren alternativen Ausführungsform weggelassen sind. Die Verwendung von zwei Stützringe 15 innen und außen kann bei hohen Drehzahlen und geringer Drehmomentbelastung am Getriebe vorteilhaft sein, da die Doppelplaneten 30 durch die Fliehkraft in die Verzahnung der Hohlräder hineinge- presst würden, was zu hoher Reibung und Verschleiß an den Zahnflanken führen würde. Dieser äußere Stützring 15 könnte auch bewusst entsprechend elastisch z.B. durch dünne Wandstärke ausgeführt werden, sodass er, mit einem entsprechendem reduziertem Durchmesser, im eingebauten Zustand eine Vorspannkraft in den Abrollpunkten 20 und 21 hervorruft. Dies wirkt sich auch sehr vorteilhaft auf das Geräuschverhalten dieses Getriebes aus.
In der Zeichnung angedeutet sind radiale Zahneingriffskräfte 22, die am Doppel- planeten30 im Eingriff mit den Hohlrädern wirken und die resultierende radiale Kraft aus allen Zahneingriffen eines Doppelplaneten 30 mit den Hohlrädern 9,10,1 1 darstellen.
Weiterhin ist die radiale Zahneingriffskräfte 23 eingezeichnet, die am Doppelplaneten 30 im Eingriff mit dem Sonnenrad 8 wirken und die resultierende radiale Kraft aus allen Zahneingriffen eines Doppelplaneten mit dem Sonnenrad darstel- len. Diese radiale Zahneingriffskraft 23 ist viel kleiner als die radialen Zahneingriffskräfte 22. Die Differenzen dieser radialen Eingriffskräfte werden jeweils vom Stützring 15 oder den Stützringen 15 aufgenommen. Dadurch wird verhindert, dass es zu einem Klemmen nämlich zu einem beidseitigen Anliegen der Zahnflanken im Zahneingriff zwischen der Planeten 30 und dem Sonnenrad 8 kommt. Bei rotationssymmetrischer Anordnung der Planeten stellt sich ein optimaler Kräfteausgleich im Stützring ein, sodass sich eine möglichst gute Gleichverteilung der Zahnkräfte in den unterschiedlichen Doppelplaneten einstellt.
Die Verzahnung des Sonnenrades 8 greift optional nur in die Verzahnung des mittleren Planetenrades 13, oder in die eines Planetenrades 12, oder 13, oder in beiden Planetenrädern 12 und 13.
Der mindestens eine Stützring 15 verhindert dass die Planeten 30, durch die hohen radialen Abdrängkräfte die in den Zahneingriffen der Planetenräder mit den Hohlrädern auftreten, mit ihrer Verzahnung in die Verzahnung des Sonnenrades 8 gepresst werden womit es zu einen Klemmen, einem beidseitigen Anliegen der Zahnflanken mit Vorspannung, in diesem Zahneingriff kommen würde. Dies hätte einen dramatischen Einbruch des Wirkungsgrades und einen hohen Verschleiß dieser Verzahnungen zur Folge. Durch den Stützring wird das verhindert, so dass das Sonnenrad 8 sogar aus Kunststoff hergestellt werden kann. In einer Ausführungsform degeneriert der Doppelplanet 30 zu einem breiten Planeten. Die Verzahnung von Planet 13 und Planet 12 bzw. 14 haben gleiche Zähnezahl und Zahnmodul, oder/und haben eine identische Zahnform und sind zuei- nander nicht verdreht. Damit müssen auch die Hohlräder 9 und 1 1 , sowie Hohlrad
10 gleichen Zahnmodul haben. Die Hohlräder 9 bzw. 1 1 haben in diesem Fall gegenüber dem Hohlrad 10 eine kleine Zähnezahldifferenz, beispielsweise von 2, 3 oder 4. Ein ordentlicher Zahneingriff dieser Hohlräder in den Planeten 30 wird dann durch Profilverschiebung erreicht. Die Verbindung der beiden äußeren Hohlräder 9 und 1 1 wird, wie in Fig.1 gezeigt, im Getriebelängsbereich also entlang der Getriebeachse des Wolfromgetriebes, das der Achse Sonnenrad und Achse der Hohlräder entspricht, an denen die Zahneingriffe stattfinden, im achsnahen Bereich durch eine Art„Welle" realisiert die sich innerhalb des Innendurchmessers des Sonnenrades befindet.
Innerhalb der Drehmomentverbindung der beiden gehäusefesten Hohlräder 9 und
1 1 wird der Elektromotor 5 samt Rotor 6 dieses Motors untergebracht.
Der Stützring 15, oder ein bzw. mehrere weitere Stützringe 15 können elastisch und etwas größer ausgeführt werden, sodass die Doppelplaneten 30 im eingebauten Zustand radial nach außen gegen die Verzahnung der Hohlräder 9,10,1 1 ge- drückt und somit vorgespannt werden. Diese Vorspannung hat deutlich günstigeren Einfluss auf eine Spielfreiheit des Getriebes und hat auch deutlich weniger negativen Einfluss auf den Wirkungsgrad. Damit ist zumindest eine Vorspannung zwischen Hohlrad 10 und Planetenrad 13 oder Hohlrad 9 und Hohlrad 1 1 mit den Planetenrädern 12, sowie 14 realisiert. Dies führt insbesondere bei mit wechseln- dem Drehmoment belasteten Getrieben zu einem großen Vorteil im Geräuschverhalten.
Durch gezielte Verdrehung der beiden Hohlräder 9 und 1 1 kann eine bewusste Schrägstellung der Doppelplaneten 30 erreicht werden, sodass beim Drehmo- mentwechsel eine Vorspannung in den Zahneingriffen verbleibt und damit das Geräuschverhalten deutlich verbessert wird.
Im Weiteren kann die Drehsteifigkeit jeweils zwischen den Hohlrädern 9 und 1 1 hin zum Gehäuseflansch bewusst unterschiedlich ausgelegt werden, sodass bei hoher Drehmomentbelastung in einer Vorzugsrichtung die Doppelplaneten optimal keine Schiefstellung haben und damit ein optimaler Flankenkontakt vorliegt.
Dadurch vermeidet man Kantenpressungen mit deutlich überhöhten Druckspannungen und im Drehmoment freien Zustand des Getriebes erfährt der Doppelplanet eine Schiefstellung, sodass sich hier eine kleine Vorspannung in den Zahnein- griffen einstellt was das Geräuschverhalten deutlich verbessert.
Die Drehsteifigkeitskennlinie der Steifigkeit jeweils zwischen den Hohlrädern 9 und 1 1 hin zum Gehäuseflansch kann durch zusätzliche Maßnahmen oder spezielle Materialen bewusst einen„Knick" bzw. ein progressives oder degressives Verhalten aufweisen, sodass bei hoher Belastung der Planet 30 keine Schiefstellung erfährt und sich der Doppelplanet bei Drehmoment freien Zustand des Getriebes schräg stellt, sodass sich hier eine kleine Vorspannung in den Zahneingriffen einstellt was das Geräuschverhalten deutlich verbessert.
Wie in Fig.2 gezeigt kann ein zusätzlicher Stützring 15 verwendet werden der entweder steif ausgeführt bzw. auch elastisch ausgeführt sein kann und mit Vor- Spannung auf der Außenseite des zylindrischen Absatzes 17 an den Doppelplaneten 30 drückt. Mit einem steifen Stützring 15 kann ein doppeltes Flankenanliegen zwischen Planeten- und Hohlradverzahnungen verhindert werden bzw. kann mit einem elastischen vorgespannten Stützring 15 eine Verspannung in den Abrollpunkten 20 und 21 erreicht werden was dem Geräuschverhalten zugutekommen sollte.
Die Zahneingriffe können auch auf unterschiedlichste Weise verspannt werden, wobei herkömmlichen Splitgears eingesetzt werden. In einer Ausführungsform ist der Außendurchmesser des Stützringes 15 mit dem Wälzkreisdurchmesser des Sonnenrades 8 identisch. Damit ist der Durchmesser des zylindrischen Absatzes 17 am Stufenplaneten 30 ebenfalls identisch mit dem Wälzkreisdurchmesser des Planetenrades, welches mit dem Sonnenrad 8 im Eingriff steht. Damit kann der Stützring 15 auch einteilig mit dem Sonnenrad 8 ausgeführt werden. Durch diese Maßnahme können auch die Zahneingriffsgeräusche gedämpft werden.
In Figur 3c wird einen Alternative für den Stützring 15 aufgezeigt. Es wird nur ein Stützring 15 symmetrisch zum Zahneingriff platziert, wobei dann der mittige Pla- net 10 geteilt ist.
In der gezeigten Ausführungsform sind drei Planeten dargestellt. Der Versteilantrieb lässt sich aber auch mit einer größeren Anzahl an Planeten verwirklichen.
Bezugszeichen
1 Verstellgetriebe 15 Stützring
2 Gehäuse 1 6 Welle
3 Flansch 17 zylindrischer Absatz
4 Abtrieb 18 Radiale Zahneingriffskräfte 1
5 Elektromotor 19 Radiale Zahneingriffskräfte 2
6 Rotor 20 Abrollpunkt 1
7 Bolzen 21 Abrollpunkt 2
8 Sonnenrad 22 Radiale Zahneingriffskraft 1
9, 10,1 1 Hohlräder 23 Radiale Zahneingriffskraft 2
12,13,14 Planeten des Stufenpl 30 Stufenplanet
ten

Claims

Ansprüche
1 . Verstellgetriebe (1 ) mit einem Elektromotor (5) und einem Planetengetriebe vom Wolfromtyp, dadurch gekennzeichnet, dass das Planetengetriebe mindestens einen Stützring (15) als Auflager für Planeten (30) als Ersatz für einen Planetenträger besitzt.
2. Verstellgetriebe (1 ) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Planeten (30) Stufenplaneten (12,13,14) sind.
3. Verstellgetriebe (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass die Planeten (30) Doppelplaneten sind.
4. Verstellgetriebe (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass die Planeten (30) einen zylindrischen Absatz (17) zur Anlage an mindestens einem Stützring aufweisen.
5. Verstellgetriebe (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass der Stützring (15) innen zum Sonnenrad (8) hin und/oder außen anliegt.
6. Verstellgetriebe (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass der Stützring (15) innen einen Teil des Sonnenrads (8) ist.
7. Verstellgetriebe (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass einer der Stützringe (15) steif, der andere Stützring (15) elastisch ausgeführt ist.
8. Verstellgetriebe (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass der Stützring (15) in einem geteilten Planeten (3) in der Planetenstufe (13) innen und/oder außen angebracht ist.
9. Verstellgetriebe (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehsteifigkeit der Hohlrädern (9) und (1 1 ) unterschiedlich oder gleich ist.
10. Verstellgetriebe (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehsteifigkeitskennlinie der Steifigkeit jeweils zwischen den Hohlrädern (9) und (1 1 ) hin zu einem Gehäuseflansch (3) des Gehäuses (2) des Verstellgetriebes unterschiedlich oder gleich ist.
1 1 . Verstellgetriebe (1 ) nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehsteifigkeitskennlinie der Steifigkeit progressives oder degressives Verhalten aufweist.
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