(57)【要約】      （修正有）【課題】摩擦の低減及びこれによる少ない発熱、又は最大許容トルクの増加や内力の低減を達成する。また、歯車機構の製造方法を提供する。【解決手段】内側に向いた歯部５を有する内歯車３と、前記内歯車に対して同軸上に配置され、前記歯部５と噛み合うための多数の歯７が収容された歯キャリヤ１１であって、前記歯７が前記歯キャリヤ１１において径方向に移動可能に取り付けられた前記歯キャリヤ１１と、前記径方向に移動可能なように取り付けられた歯７を径方向に駆動するためのプロファイル２２を有する駆動要素であって、前記プロファイル２２がその周囲に少なくとも２つの凸部を有する前記駆動要素と、を備え、前記駆動要素による駆動部と前記歯キャリヤ１１による出力部との間に正の速度伝達比を有するように構成される同軸歯車機構である歯車機構１。【選択図】図１
2018151063.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内側に向いた歯部（５）を有する内歯車（３）と、
前記内歯車に対して同軸上に配置され、前記歯部（５）と噛み合うための多数の歯（７）が収容された歯キャリヤ（１１）であって、前記歯（７）が前記歯キャリヤ（１１）において径方向に移動可能に取り付けられた前記歯キャリヤ（１１）と、
前記径方向に移動可能に取り付けられた歯（７）を径方向に駆動するためのプロファイル（２２）を有する駆動要素（２０）であって、前記プロファイル（２２）がその周囲に少なくとも２つの凸部を有する前記駆動要素（２０）と、
前記プロファイル（２２）上に配置された転動体（２３）と、
前記歯（７）を取り付けるための多数の枢動セグメント（２４）であって、前記複数の転動体（２３）上に配置された前記枢動セグメント（２４）と、を備え、
前記駆動要素（２０）による駆動部と前記歯キャリヤ（１１）による出力部との間に正の速度伝達比を有するように構成される、
ことを特徴とする同軸歯車機構である歯車機構（１、２０１）。
【請求項２】
前記歯（７）の前記歯キャリヤの歯ピッチ角度が、前記内歯車（３）の歯部（５）の内歯における内歯車の歯ピッチ角度よりも小さいことを特徴とする請求項１に記載の歯車機構（１）。
【請求項３】
前記歯キャリヤ（１１）において、前記歯キャリヤの歯ピッチ角度によって予め規定された位置の少なくとも１つおきの位置にのみ前記歯（７）が設けられていることを特徴とする請求項２に記載の歯車機構（１）。
【請求項４】
前記歯（７）の数が下記の式に従い計算されることを特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載の歯車機構（１）。
【数４】
2018151063.tif 000006
ここで、Ｚｚは前記歯キャリヤ（１１）における歯（７）の数であり、ＺＩは前記内歯車（３）の内歯の数であり、Ｅは前記駆動要素の前記プロファイル（２２）の凸部の数であり、ＰＦは整数の位置因子である。
【請求項５】
前記歯（７）の数が、前記内歯車（３）の歯部（５）の内歯の数の２分の１よりも、少なくとも又はちょうど１だけ大きいことを特徴とする請求項１から４のいずれか１項に記載の歯車機構（１）。
【請求項６】
前記転動体（２３）が、カムディスクの回転方向に並列された少なくとも２列の転動体の列を成して前記プロファイル（２２）上に配置されることを特徴とする請求項１から５のいずれか１項に記載の歯車機構（１）。
【請求項７】
前記プロファイル（２２）が、少なくとも部分的に環状である中央リブ（３４）で分割される、少なくとも２つの並列された滑走面を有することを特徴とする請求項１から６のいずれか１項に記載の歯車機構（１）。
【請求項８】
前記歯（７）がそれぞれ単体として形成されていることを特徴とする請求項１から７のいずれか１項に記載の歯車機構（１）。
【請求項９】
前記歯キャリヤ（１１）において前記歯（７）を案内するための力が、一部同様の構造であり負の速度伝達比を有する歯車装置に比べて、少なくとも１０％低下することを特徴とする請求項１から８のいずれか１項に記載の歯車機構（１）。
【請求項１０】
前記歯部（５）の内歯及び前記歯（７）のそれぞれが、断面において、いずれの場合にも湾曲したフランク面を有し、頂部が平面で切断されたピラミッド又はピラミッドに相当する形状の歯先を有することを特徴とする請求項１から９のいずれか１項に記載の歯車機構（１）。
【請求項１１】
前記歯部（５）の内歯及び前記歯（７）がそれぞれ、歯先に半径を有することを特徴とする請求項１から１０のいずれか１項に記載の歯車機構（１）。
【請求項１２】
請求項１から１１のいずれか１項に記載の歯車機構（１）の製造方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は歯車機構及び歯車機構の製造方法に関する。
【背景技術】
【０００２】
径方向に移動可能に歯キャリアに取り付けられた歯を備える歯車機構は、先行技術から公知である。歯を駆動するために、例えばカムディスクのようなプロファイルを有する駆動要素が使用される。歯は、歯部（toothing）の内歯と噛み合う。このため、歯を有する歯キャリヤと歯部との間で相対運動が生じる。この場合の歯部と歯との間の相対運動は、プロファイルを有する駆動要素の運動よりも少なくとも一桁小さい。このようにして、高い速度伝達比を達成することが可能である。このような歯車機構の例が、独国特許出願公開第１０２００７０１１１７５号に開示されている。
【０００３】
この歯車機構の重要なポイントは、カムディスクへの歯の取り付け及び歯キャリヤにおける軸受面に作用する力である。例えば、歯車機構の耐用年数又は最大伝達可能トルクを高めるために、トルクを変化させずに力を減少させる、又は力を変化させずに歯車機構によって伝達されるトルクを増加させることが望ましい。さらに、トルクに変化がない弱い力は、いくつかの状況下で摩擦を低減させるため、歯車機構の効率を高めることができる。
【発明の概要】
【０００４】
本発明の目的は、先行技術から公知の歯車機構に関連して改良された歯車機構を特定することであり、摩擦の低減及びこれによる少ない発熱、又は最大許容トルクの増加や内力の低減を達成しようとすることである。本発明の更なる目的は、この種の歯車機構の製造方法を特定することである。
【０００５】
上記の目的は、請求項１に係る歯車機構によって達成され、また同等の請求項に係る歯車機構の製造方法によって達成される。従属請求項及び本願明細書から、有利な改良点及び実施形態が明らかになる。
【０００６】
本発明の一側面は、歯車機構、特に同軸歯車機構に関する。この歯車機構は、内側に向いた歯部を有する内歯車と、前記内歯車に対して同軸上に配置され、前記歯部と噛み合うための多数の歯が収容された歯キャリヤであって、前記歯が前記歯キャリヤにおいて径方向に移動可能に取り付けられた前記歯キャリヤと、前記径方向に移動可能に取り付けられた歯を径方向に駆動するためのプロファイルを有する駆動要素であって、前記プロファイルがその周囲に少なくとも２つの凸部を有する前記駆動要素と、を備え、前記駆動要素による駆動部と前記歯キャリヤによる出力部との間に正の速度伝達比を有するように構成される。
【０００７】
本発明の更なる側面は、本明細書に記載の典型的な実施形態の１つにおける歯車機構の製造方法に関する。
【０００８】
本発明の実施形態は、特に同軸歯車機構に関する。軸方向は、通常、歯車機構の長手方向の軸を指す。内歯車の歯部への歯の噛み合わせは、通常、歯部の内歯への歯の噛み合わせを指し、典型的な実施形態では円形である。
【０００９】
典型的な実施形態では、駆動要素は、カムディスクを備えるか、又はカムディスクによって形成される。「カムディスク」の表現は、対応する部品がディスクに似ていることが必須ではないことを意味する、と一般的に解釈されるのが通常である。むしろ、カムディスクは、特に多くの部分を有する、駆動軸の一部であってもよく、細長い形状を有していてもよい。１つ以上のこのような部分が様々な半径を有するので、カムディスクの機能が果たされる。更なる部分は、他の機能を有していてもよく、例えばトルクの伝達のために、円筒状であったり、あるいはエッジを備えてもよい。通常、「カムディスク」の表現は、主として前記部品の機能に関係し、具体的には、例えば駆動軸ひいてはカムディスクの角度位置によって決まる方法で、径方向に歯を駆動する又は案内部において歯を後退させるための環状のプロファイルの条件に関する。
【００１０】
歯部は、通常、環状の歯部である。歯又は歯の歯先が歯部の内歯と噛み合う。 歯は通常、歯キャリヤに対して径方向に直線的に移動可能なように取り付けられる。ここで、「径方向に直線的に」とは、通常、径方向に案内部が設けられ、この案内部によって歯が径方向にのみ移動可能になるということを意味する。通常、案内部によって、歯を正確に一方向に直線的に移動させることができる。これは、例えば特定の長さの範囲に亘って移動方向に一定の断面を有する歯によって達成することができる。一定の断面を有する歯に対し、歯キャリヤも同じく開口部を有する。通常、歯はいずれの場合にも正確に一方向に、典型的には歯の長手方向の軸の方向に移動することが可能なように、歯キャリヤに取り付けられる。更に、典型的な実施形態では、歯車機構の長手方向の軸周りの歯キャリヤに対する歯の回転自由度が妨げられる。これについては、例えば歯キャリヤにおける径方向の歯の直線状の案内部によって実現可能である。このようにして、歯は、歯キャリヤと共に歯車機構の長手方向の軸周りを回転するが、歯キャリヤに対して回転しない。
【００１１】
本発明に係る歯車機構の典型的な実施形態では、少なくとも歯の一部に曲げ剛性がある設計となっている。ここで、「曲げ剛性がある」という表現は、歯の材料の剛性により、歯の曲げモーメントが小さく、少なくとも歯車機構の運動学にとって実質的に取るに足らないという技術的な意味であると一般的に解釈される。曲げ剛性がある歯には、特に金属合金、具体的には鋼若しくはチタン合金、ニッケル合金、又は他の合金から製造される歯が含まれる。更に、特に内歯車又は歯車の歯部、歯キャリヤ及び駆動要素のうち少なくとも１つの部品がプラスチックから同様に製造される歯車機構の場合、プラスチックからなる曲げ剛性のある歯を備えることも可能である。本発明の典型的な実施形態では、歯キャリヤ及び歯は金属合金から製造され、更に歯部も、又は駆動要素までもが金属合金から製造される。このような歯車機構は、ねじりに対して非常に強く、高負荷に適応できるという利点をもたらす。少なくとも部分的にプラスチックからなる歯車機構、又はプラスチックからなる部品を備える歯車機構は、重量が小さくなるという利点をもたらす。「曲げ剛性のある」という表現は、特に、歯の長手方向の軸周りの曲げ剛性を意味すると解釈される。
【００１２】
典型的な実施形態では、歯とカムディスクとの間において、転がり軸受部に取り付けられ、カムディスク上に位置する枢動セグメントが配置される。有利な実施形態は、カムディスクといずれの場合にも少なくとも一つの歯との間に配置される枢動セグメントを有する。枢動セグメントにより、歯は、カムディスクの表面に対して、又は枢動セグメントに対して傾斜可能になる。典型的には、少なくとも２つの歯が枢動セグメントに取り付けられる。更なる実施形態では、例えば丸歯又は平歯など、完全に１つの歯が、いずれの場合にも枢動セグメントの１つに取り付けられる。平歯は、転がり軸受部におけるそれぞれの歯の軸周りの回転に対して固定可能である。枢動セグメントに取り付けられた多数の歯は、通常、軸方向に互いに隣り合うように１列に並べて配置される。このような多数の歯の配置又は平歯によって、枢動セグメントの動作の滑らかさを高めることができる。
【００１３】
本発明の典型的な実施形態は、駆動要素としてカムディスクを備える。カムディスクは、非円形又は非楕円形の弓形の形状又は曲線を有することが好ましい。非円形又は非楕円形の弓形の形状は、例えば異なる速度伝達比を設定するために、異なるカムを使用できるという利点をもたらす。本願の文脈において、偏心円は、通常、円形又は楕円形に分類される、なぜならば、偏心円の場合、円形が存在するにもかかわらず、単に回転軸が円形の中心軸に対応しない場合にすぎないからである。典型的なカムディスクは、通常、周囲に均一に分配されるように配置された、少なくとも又はちょうど２つの凸部を有する。凸部は、極大点（maxima）とも称される。多数の凸部によって、より多くの歯が歯部と噛み合うようになる。
【００１４】
典型的な実施形態では、歯キャリヤ又は歯部は円形である。これにより、歯キャリヤ及び歯部に単純な幾何形状の利点がもたらされる。力の伝達は、通常、歯部と歯キャリヤとの間の歯車機構の動きが遅い方で発生する。これにより、力の伝達の経路が極めて短いという利点がもたらされるので、極めて高い剛性を達成できる。
【００１５】
歯部の内歯及び歯は、通常、湾曲したフランク面を有する。典型的な実施形態では、内歯及び歯のそれぞれは、断面において、いずれの場合にも湾曲したフランク面を有し、頂部が平面で切断されたピラミッド又はピラミッドに相当する形状の歯先を有する。対数螺旋状の湾曲に対する１つの可能な実施形態として、独国特許出願公開第１０２００７０１１１７５号を参照する。湾曲した表面は、噛み合うフランク面が直線状又は点状に接触するだけでなく、面状に接触するという利点をもたらす。これにより、多数の歯に対する良好な荷重配分や、歯部と歯との間の力の伝達における極めて高い剛性が達成される。
【００１６】
典型的な実施形態は、プロファイルと歯との間に、枢動セグメント及び転動体を有する軸受部を備える。典型的には、互いに隣り合って配置された、具体的には軸方向に並設されるか又はオフセットされた少なくとも２つの歯が、枢動セグメント毎に配置される。このようにして、枢動セグメントは、その軌道に又はそれぞれの滑走面上に固定することができる。枢動セグメントの径方向の軸周りの回転は防止可能である。通常、実施形態の転動体は、円筒ころ又は針状ころとして形成される。
【００１７】
本発明の典型的な歯車機構は、駆動要素による駆動部と歯キャリヤによる出力部との間に正の速度伝達比が存在するように構成される。正の速度伝達比とは、通常、駆動要素と歯キャリヤとが同じ方向に回転する場合の速度伝達比のことを指す。
【００１８】
典型的な実施形態では、歯の歯キャリヤの歯ピッチ角度（tooth carrier tooth angle of the teeth） 、又は歯キャリヤにおける歯の軸受部の歯キャリアの歯ピッチ角度は、内歯車の歯部の内歯における内歯車の歯ピッチ角度（internal gear tooth pitch angle of the internal teeth of the toothing of the internal gear）よりも小さい。「歯ピッチ」又は「歯ピッチ角度」は、通常、仮想変数を意味すると解釈される。したがい、歯キャリヤにおいて、歯ピッチ角度によって予め規定された全ての位置に、実際に歯を備える必要はない。歯ピッチ角度は、いずれの場合にも周方向において、３６０°を歯キャリヤにおいて理論上可能な歯の位置の数、又は歯部に実際に備える歯の数で割ることにより計算される。
【００１９】
典型的な実施形態では、歯キャリヤにおいて、歯ピッチ角度の全ての位置に歯が設けられているわけではない。それどころか、例えば、１つおき、２つおき又は３つおきの位置にのみ歯が設けられる場合がある。このようにして、歯が設けられない位置に歯キャリヤの材料を供給することができるため、歯及び歯キャリヤの材料に対する十分な間隔を利用可能である。例えば、位置因子が２の場合、歯キャリヤを十分に硬化させるために、歯の間の歯キャリヤのウェブに対して、２つの歯の間又は歯の案内部の間に十分な間隔がある。典型的な実施形態では、歯の案内部の数は、歯キャリヤに収容される歯の数に相当する。典型的な実施形態では、歯の歯ピッチ角度によって予め規定された位置の１つおきの位置が空いている。歯キャリヤにおいて使用される位置の密度は、位置因子に反映される。例えば、位置因子が２とは、歯ピッチ角度によって予め規定された歯キャリヤの１つおきの位置にのみ歯が設けられることを意味する。したがって、位置因子が３とは、２つおきの位置を意味する。歯キャリヤに取り付けられる歯の間の実際の角度間隔は、通常、歯又は歯キャリヤの歯ピッチ角度の２倍、３倍、又は４倍になる。更なる実施形態では、４倍を超える間隔が設けられることも可能である。よって、隣り合う歯の間の実際の角度間隔は、歯ピッチ角度に位置因子を乗じることによって計算される。通常の位置因子は１以上の正数であり、更に通常の位置因子は２以上の正数である。
【００２０】
理論的に可能な歯の位置の数は、通常、内歯車の歯部の内歯の数よりも、少なくとも又はちょうど凸部の数だけ大きい。歯キャリヤにおいて１つおきの位置にのみ設けられているのであれば、２つの凸部を有するプロファイルの場合、歯キャリヤにおける歯の数は、歯部の内歯の数に凸部の数を足して位置因子で割った数に相当し、この場合は２になる。通常、実施形態において、歯の数は下記の式に従い計算される。
【００２１】
【数１】
2018151063.tif 000003
Ｚｚ＝歯キャリヤにおける歯の数
ＺＩ＝内歯車の内歯の数
Ｅ＝駆動要素のプロファイルの凸部の数、又はカムディスクの凸部の数
ＰＦ＝位置因子
【００２２】
駆動要素を回転させる駆動部と、本発明に係る歯車機構の実施形態の歯キャリヤに接続される出力部との間の速度伝達比を計算する場合、次の式が用いられる。式中、内歯車の内歯の数は必ず負の値で計算しなければならない。
【数２】
2018151063.tif 000004
【００２３】
通常、実施形態では、歯キャリヤにおける歯の数は整数である。プロファイルが２つの凸部を有し、内歯車の歯の数が４６であり、歯キャリヤの歯ピッチ角度によって予め規定された位置の１つおきの位置にのみ歯が設けられている典型的な実施形態、すなわち位置因子が２である典型的な実施形態において、歯キャリヤにおける歯の数は２４になる。上記式のｉに関し、駆動要素の駆動部と歯キャリヤの出力部との間では、ｉ＝＋２４の速度伝達比が得られる。
【数３】
2018151063.tif 000005
【００２４】
２つの凸部を有し、内歯車の歯の数が４６であり、位置因子が３である更なる実施形態において、歯キャリヤにおける歯の数は１６になる。内歯車の歯の数が４５で、歯キャリヤの歯ピッチ角度によって予め規定された位置の１つおきの位置にのみ歯が設けられている別の実施形態、すなわち位置因子が２である別の実施形態は、凸部が３つの場合に、歯キャリヤに２４の歯を有する。
【００２５】
典型的な歯車機構は、プロファイル上に配置される転動体と、歯を取り付けるための多数の枢動セグメントとを備える。この場合、枢動セグメントは、転動体上に配置される。また、転動体は、プロファイル上に、カムディスクの回転方向に並設された少なくとも２列の転動体の列を成して配置される。典型的な実施形態は、１列又は少なくとも２列の転動体の列を備え、これらは通常、枢動セグメントの環状の列毎に、軸方向に互いに隣り合うように及び／又は並進するように配置される。枢動セグメントは、環状に並進する少なくとも２列の転動体上に取り付けられてもよい。ここで、並設された２列以上の歯の場合、いずれの場合にも１列の転動体が１列の歯の下に配置されていてもよく、これにより枢動セグメントが各歯の列に支持される。典型的な配置は、例えば、枢動セグメントを介して転動体の列に径方向に重ねた歯の列の配置である。各歯の中心軸は、通常、各転動体上の８０％台半ば、又は５０％台半ば、又は２０％台半ば、又は少なくとも実質的に中心に位置する。このように、複数の転動体は実質的に中心に装着される。典型的な実施形態では、転動体の列のうちの１列は、歯の列のうちの１列と共に軸平面に配置される。通常、いずれの場合でも、１つの軸平面に１つの列がある。同じ軸平面とは、例えば中心が少なくとも実質的に同一である、及び／又は、歯が各転動体の列の軸方向に延長された領域内に全て配置されることを意味する。
【００２６】
通常、プロファイルは、転がり軸受の少なくとも１列に対する滑走面を有する。通常、プロファイルは、少なくとも２つの並設された滑走面を備える。典型的な実施形態では、いずれの場合でも転動体の列のうち１列が、並設された滑走面の１つに又はその上に配置される。このように、並進する転動体は、専用の滑走面を有する、つまり転動体の各列は、区画された専用の滑走面において案内可能である。
【００２７】
プロファイルは、通常、少なくとも１つの環状の中央リブにより分割される。このように、実施形態では、並設された滑走面が、通常は中央リブの両側に作り出される。２列以上の歯を有する典型的な実施形態では、２つ以上の並設された滑走面を作り出すために、多数の並設された中央リブを設けることが可能である。
【００２８】
カムディスクは、通常、２つの環状の縁リブを備える。通常、その縁リブによって、いずれの場合にも軸方向外側の方向における１つの外側滑走面が区切られる。中央においては、通常、中央リブによって滑走面は区切られる。典型的な実施形態では、ちょうど１つの中央リブと共に縁リブによって２つの滑走面が区切られる。更なる実施形態では、多数の中央リブによる２つを超える滑走面と、そして場合によっては２列を超える転動体が設けられる。
【００２９】
中央リブ及び／又は縁リブのそれぞれは、転動体の直径に少なくとも実質的に相当する高さを有する。更なる実施形態では、それらは、例えば０％〜１０％、又は０％〜５％の分だけ、転動体の直径よりもわずかに低い高さを有する。更なる実施形態では、中央リブ及び／又は縁リブの高さは、転動体の直径の５０％〜８０％又は５０％〜９５％しかない。中央リブ及び縁リブは異なる高さを有していてもよい。例えば、中央リブは縁リブより低くてもよい。実施形態では、縁リブは、枢動セグメントを固定する面としても使用される。更なる実施形態では、例えば、中央リブが枢動セグメントの動きの滑らかさを安定させるために使用される場合、中央リブは縁リブよりも高くなる。
【００３０】
通常、枢動セグメントは、いずれの場合にも転がり軸受面（rolling bearing surface）と共に、転動体の少なくとも一部の片側に位置し、いずれの場合にも１つの歯支持面（tooth bearing surface）を転がり軸受面の反対側に有する。通常、少なくとも２つの歯が歯支持面に一纏めにして取り付けられる。典型的な実施形態において、歯支持面は、歯支持面が少なくとも２つの歯に対して共通の回転軸を形成するように形成される。実施形態の典型的な歯支持面は、いずれの場合にも軸方向に並設された少なくとも１つの歯及び／又は多数の歯に対して１つの円形の表面部を備える。円形の表面部の半径の中心点は、転がり軸受面と少なくとも実質的に一致する。通常、歯支持面によって形成された歯支持部の回転軸は、転がり軸受面と少なくとも実質的に一致する。歯支持面は、歯支持部の領域において、ビード及び／又は円形セグメントとして形成されてもよい。
【００３１】
実施形態の典型的な歯車機構は、環状に並設された歯の列を備える。通常、少なくとも又はちょうど２列の歯が設けられる。歯は、通常、歯キャリヤの案内部に、環状に並設された列に並べられる。
【００３２】
典型的な実施形態では、いずれの場合にも少なくとも２つの並設された歯が枢動セグメント上に配置される。通常、並設された２つの歯は、並設された２列の歯に属し、例えば歯キャリヤの案内部において案内される。実施形態では、並設された歯の列の並設された２つの歯は、枢動セグメント上の軸方向において、一方が他方の背後に位置するように、通常、ビード又は枢動セグメントのくぼみに配置される。
【００３３】
実施形態の典型的な歯キャリヤは、径方向内側又は径方向外側に延び、軸方向において少なくとも部分的に枢動セグメントと噛み合う少なくとも１つのランオンフランジ（run-on flange）を備える。このようにして、追加のランオンディスク（run-on disk）を省略することも可能である。ランオンフランジは、歯キャリヤと一体的に形成されてもよく、歯キャリヤに固定されてもよい。典型的な実施形態は、ランオンディスクを有さない。いくつかの実施形態は、少なくとも片側が枢動セグメントと軸方向に隣り合い、及び／又は枢動セグメントを案内するための転動体に隣り合うランオンディスクを備える。
【００３４】
歯キャリヤにランオンフランジを有する実施形態では、少なくとも１つのランオンフランジが、駆動軸受転動体（drive bearing rolling bodies）に直接作用する駆動軸受面（drive bearing surface）を備えるのが通常である。通常、軸受は、歯キャリヤとカムディスク又はカムディスクに接続されるシャフトとの間に一体的に形成される。このような実施形態は、コンパクトな設計となり得る。通常、駆動軸受転動体は、カムディスク上に直接取り付けられる。更なる実施形態では、軌道輪を有する軸受が、歯キャリヤとカムディスクとの間に設けられる。これにより、製造を簡略化できる。
【００３５】
通常、１つのリブ支持面（rib bearing surface）は、軸方向において、いずれの場合にも枢動セグメント上の両側に及び／又は枢動セグメントの縁側に配置される。更なる実施形態では、リブ支持面は、枢動セグメントの軸方向中央に配置され、このリブ支持面は、例えば中央リブを支持するために設けられる。２つのリブ支持面を両側及び／又は縁側に有する実施形態では、リブ支持面は、カムディスクの縁リブに少なくとも部分的に位置していてもよい。このようにして、枢動セグメントの傾斜を防止でき、滑らかな動きを確保可能である。
【００３６】
典型的な実施形態の利点は、増加した負荷容量、長い耐用年数、又はよりコンパクトな設計である。本発明に係る歯車機構の典型的な実施形態では、カムディスク又は駆動要素における周方向の力が内歯車の周方向の力と同じ方向に働くことで、先行技術から公知の歯車機構に比べて、歯の案内部における反力の減少につながる。実施形態では、歯キャリヤにおいて歯を案内するための力が、歯キャリヤの外側の歯の接触では約１０％低下し、歯キャリヤの内側の歯の接触では約５０％低下する。摩擦力の低下は、静止摩擦が働く間、つまり、カムディスクによって動きを与えられる際に、カムディスクの軸受部の反力も低下させる。静止摩擦が働く間、合計で約１２％低下する。この軸受部は、一般的に、歯車機構の最大トルク又は耐用年数の決定的な要素であるため、歯車機構のトルク又は耐用年数を増加させることができる。更に、効率性も約１％〜３％高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【００３７】
以下、添付の図面に基づき、本発明について詳細に説明する。
【図１】本発明の第１実施形態を部分的な概略断面図で概略的に示す。
【図２】更なる実施形態を片側断面図で概略的に示す。
【発明を実施するための形態】
【００３８】
以下、図面に基づき、本発明の典型的な実施形態について説明する。本発明は例示の実施形態に限定されるものではなく、むしろ、本発明の範囲は、特許請求の範囲によって規定される。実施形態の説明、場合によっては異なる図面及び異なる実施形態の説明において、説明を明確にするために同一又は類似の部品に対し同じ参照記号が使用される。しかしながら、これは、本発明の対応する部品が実施形態に図示されるバリエーションに限定されるという意味ではない。
【００３９】
一般的な歯車機構の歯キャリヤは、例えば独国特許出願公開第１０２０１５１０５５２４号に開示されている。このような歯車機構は、歯の歯キャリヤの歯ピッチ角度を有しており、これは通常、内歯車の歯部の内歯における内歯車の歯ピッチ角度よりも大きい。このような構造なので、駆動要素と歯キャリヤとの間で、大きな負の速度伝達比を実現可能である。このような歯車機構に基づき、本発明の歯車機構がどのようにして駆動要素と歯キャリヤとの間に正の速度伝達比を有するように構成されるのかについて、以下に説明する。
【００４０】
図１は、四分割した部分的な概略断面図で例示の実施形態を示す。図１は、四分割したうちの１つの部分において、内側に位置する環状歯部５を具備した内歯車３を有する歯車機構１を概略的に示す。歯車機構１の四分割した他の３つの部分は、断面において、図示された部分に対して鏡に映したような類似の構造を有する。
【００４１】
歯７は歯部５と噛み合う。より明確にするため、図１の全ての歯７が参照符号７で示されているわけではない。通常、個々の歯７を有し、軸方向に並設された２つの歯輪（rings of teeth）が設けられる。歯７は、歯キャリヤ１１において径方向に移動可能に取り付けられる。このため、歯キャリヤ１１は、径方向に方向付けられた、チャンネル状の、円形の又はスロット状の開口部を有し、これにより歯キャリヤ１１において歯７を確実に径方向に案内する。この開口部による径方向の案内により、歯７はその長手方向の軸に沿った径方向のみに移動可能になる。具体的には、歯キャリヤ１１に対する歯車機構１の長手方向の軸周りの回転が防止される。
【００４２】
歯の長手方向の軸とは、通常、歯元から歯先に至る軸を意味するのに対し、歯車機構の長手方向の軸とは、歯車機構の回転軸の方向を指す。これは、例えば出力部として使用可能な歯キャリヤの回転軸、又はカムディスクの回転軸等であってもよい。
【００４３】
歯７は、中空のカムディスク２０として設計されたカムディスク２０の形態の駆動要素によって駆動される。カムディスク２０は、歯７を径方向に駆動するためのプロファイル２２を有する。プロファイル２２は、周囲に２つの凸部がある輪郭を有するので、いずれの場合にも、対向して位置する歯７が最も遠い歯部５の歯の隙間に噛み合う（図１の四分割された断面図では見ることができない）。
【００４４】
図１に示す歯車機構１において、歯７は、駆動要素のプロファイル上に転がり軸受部と共に配置される。転がり軸受部は、転動体２３を備え、これらは例示する実施形態において、針状ころとして設計されている。
【００４５】
図１の例示の実施形態では、歯キャリヤで出力部が無くなっており、歯部を有する内歯車は固定されている。
【００４６】
歯車機構１は、歯７に対して分割された軸受部を備える。分割された軸受部は、枢動セグメント２４を備える。枢動セグメント２４は、いずれの場合にも歯７に面する側に、丸みを帯びた、具体的には部分的に円柱状の歯支持面を有する（図２参照）。これにより、歯７の歯元、又は典型的な実施形態では歯車機構１の軸方向において２つ、３つ又は４つの隣り合った歯が配置され得るビードを形成する。各歯７の歯元のビード及びこれに対応する凹部により、枢動セグメント２４上での歯７の滑りが防止される。
【００４７】
ビードによって各歯７の歯元の連結部が形成されるので、非拘束の案内を確実にするため、歯７は枢動セグメント２４に対して傾斜可能である。複数の枢動セグメント２４は、互いに対して周方向に移動可能であるので、複数の枢動セグメント２４の間の間隔は変化し得る。このようにすることで、枢動セグメント２４の周方向の自由度も妨げられない。これにより、カムディスク２０のプロファイル２２によって、枢動セグメント２４の実質的に非拘束の案内及び実質的に非拘束の径方向の駆動が可能になる。プロファイル２２と枢動セグメント２４との間の摩擦抵抗を最小化するために、転動体２３が針状ころとして設けられる。更なる実施形態では、枢動セグメントを取り付けるために円筒ころ又は他の転がり軸受が設けられる。
【００４８】
図１から分かるように、歯キャリヤ１１における歯７の歯キャリヤの歯ピッチ角度は、内歯車の歯部５の内歯における内歯車の歯ピッチ角度よりも小さい。これについては、図１において、２倍に拡大した歯キャリヤの歯ピッチ角度３０及び２倍に拡大した内歯車の歯ピッチ角度３１により示される。ここで、歯キャリヤの歯ピッチ角度によって予め規定された位置の１つおきの位置にのみ歯キャリヤ１１に歯７が設けられることを考慮しなければならない。
【００４９】
要するに、図１において四分割した１つの部分のみが断面で示される歯車機構は、数が２６の歯と、数が５０の内歯と、プロファイルの２つの凸部とを有する。したがって、例示の実施形態では、歯の数は内歯の数の２分の１よりも１だけ大きい。例示の実施形態の位置因子は、合計２になる。つまり、理論上の歯キャリヤの歯ピッチ角度によって予め規定された歯キャリヤにおける位置の１つおきの位置にのみ歯が設けられる。これにより、ｉ＝＋２６の正の速度伝達比が得られる。
【００５０】
図２は、片側断面図で更なる実施形態を示す。図２の実施形態の特徴は、図１の実施形態の特徴と組み合わせてもよい。具体的には、長手方向の軸に垂直な断面における歯の配置及び数は、図１の実施形態に対応するので、図２の歯車機構は、同様に正の速度伝達比を有する。図１及び図２に示される特徴によって、高い負荷容量で極めてコンパクトな構造形態が得られるという事実から、組み合わせることによる特有の利点が生じる。同一又は類似の部品については、同じ参照符号を使用する。
【００５１】
図２の歯車機構２０１は、駆動軸と一体的に形成されることで、軸方向に細長い形状を有する、駆動要素としてのカムディスク２０を備える。カムディスク２０は、軌道又はピボット軸受軌道とも称される２つのプロファイル２２を備える。このプロファイル２２は、その周囲に亘って半径が変化する。具体的には、プロファイル２２は、いずれの場合にも、凸部とも称される２つの極大点（maxima）と、２つの極小点（minima）とを有する。２つのプロファイル２２は、変化する半径に対して同じ角度位置を有する。
【００５２】
更なる実施形態は、１つの軌道又は１つのプロファイルのみを有する。別の実施形態では、転動体に対し、３つ以上のプロファイル又は軌道を設けることも可能である。
【００５３】
転動体２３は、プロファイル２２上に取り付けられている。転動体２３上には、枢動セグメント２４が取り付けられている。図２の断面図では、１つの枢動セグメント２４のみが図示されている。枢動セグメント２４は、２列の環状の転動体２３上に位置する。
【００５４】
枢動セグメント２４は、枢動セグメント２４の径方向外側にビードを備える。このビードは、２つの歯７の溝に噛み合う。歯７は、歯車機構１の長手方向の軸４１に対する軸方向の位置に関して、転動体２３によって少なくとも実質的に中央に取り付けられている。いずれの場合にも１つの歯７は、２つの転動体２３のうちの１つによって取り付けられている。このように、枢動セグメント２４によって継続的な力の伝達が実現される。更に、針状ころとして設計された転動体２３は、略中央に荷重がかけられる。さらに、転動体２３自体の構造上の長さは、この手段によって短くすることができ、動きの安定性を高めることができる。
【００５５】
プロファイル２２を区切るため、カムディスク２０はリブ３２、３４及び３６を有する。リブ３４は、転動体２３の間の中央に位置するのに対して、２つのリブ３２及び３６は、いずれの場合にも軸方向外側への転動体２３の動きの自由を制限する。枢動セグメント２４は、いずれの場合にもリブ３２及び３６で支持可能なリブ支持面３３及び３７を有する。更なる実施形態において、枢動セグメントは、中央リブで支持される。このようにして、枢動セグメント２４の動きの滑らかさが高められている。
【００５６】
歯７は、歯車機構１のハウジング４２と一体的に形成された共通の歯部５に噛み合う。このように、歯部を有する内歯車がハウジング内で一体的に形成されることにより、コンパクトな設計及び単純生産を目的として、個々の部品を省略可能である。更なる実施形態では、内歯車とハウジングとが別々に形成される。
【００５７】
歯７は、歯キャリヤの第２の歯キャリヤ部品４４において、径方向に方向付けられた案内部に受け入れられている。歯キャリヤは更に、ねじ状の接続手段４８によって第２の歯キャリヤ部品４４に接続されている第１の歯キャリヤ部品４５を備える。多数の接続手段４８が、歯キャリヤの周囲に亘って設けられ、図２の例示の実施形態では、合計６つ設けられている。
【００５８】
更なる実施形態では、異なる数の接続手段を設けることも可能であり、奇数個設けることも可能である。接続手段は、歯キャリヤの周囲に均一に分配されてもよいが、例えば２つの歯キャリヤ部品をある特定の角度位置のみで連結可能にするために、異なる角度間隔を設けることも可能である。例示の図２の実施形態において、歯キャリヤの歯キャリヤ部品を互いにある特定の相対的な角度位置のみで組み立て直せるようにするため、接続手段の間の角度は均一でない。更なる実施形態において、溝、ピン、又は他の輪郭を設けることも可能であるし、又はある特定の角度位置のみで組み立て直すことを許す若しくは可能にするためのマーキングが設けられてもよい。このように、歯キャリヤの機械加工はワンチャックで可能である。加工後、歯キャリヤ部品は互いに取り外され、歯車機構において再び互いに接続される。
【００５９】
ハウジング４２に歯キャリヤを取り付けるため、歯車機構１の長手方向の軸４１に対して６０°の角度で取り付けられた転動体５０が設けられる。ここで、転動体５０の角度位置は、ハウジング４２に歯キャリヤを確実に取り付けることを実現するため、歯車機構１の軸方向断面に対して鏡対称である。更なる実施形態では、軸方向の力を与えるのか、どの程度の軸方向の力を与えるのかによって、６０°よりも大きい又は小さい角度も用いられる。
【００６０】
転動体５０は、いずれの場合にも第１の歯キャリヤ部品４４及び第２の歯キャリヤ部品４５の歯キャリヤ支持面５４及び５５に直接取り付けられている。ハウジング側では、転動体５０は、ハウジング４２のハウジング支持面（housing bearing surfaces）５８に取り付けられている。したがい、転動体５０は、いずれの場合にも歯キャリヤ支持面（tooth carrier bearing surfaces）５４及び５５上、並びにハウジング支持面５８上で回転する。このように、構造空間を殆ど占めないコンパクトな一体化された軸受部（integral bearing arrangement）が実現される。
【００６１】
さらに、図２の例示の実施形態では、駆動軸受は一体化された軸受としても形成されている。歯キャリヤ又は図２の実施形態の第２の歯キャリヤ部品４４は、ローラーとして形成されている駆動軸受転動体６２が直接転動する駆動軸受面６０を有する。カムディスク上には、同様に駆動軸受転動体６２と直接作用する駆動軸受面６４が更に形成されている。このように、駆動軸受転動体は、カムディスク２０上で直接転動する。このようにして、コンパクトな構造形態を目的として一体化された軸受が作り出される。
【００６２】
第２の歯キャリヤ部品４４の駆動軸受面６０は、出力部側のランオンフランジ６６の一部であり、出力部側方向の枢動セグメント２４のたわみを防止する。ランオンフランジ６６と第２の歯キャリヤ部品４４との一体的な設計によって、コンパクトな構造形態及び高い剛性が達成される。
【００６３】
第１の歯キャリヤ部品４５も同様に、反対方向の枢動セグメント２４のたわみを防止する更なるランオンフランジ６８を有する。
【００６４】
通常は、出力部の反対側、つまり駆動軸受の反対側に、駆動軸と一体的に形成されたカムディスク２０に対して、更なる軸受が設けられる。しかしながら、前記更なる軸受は、図２に示された領域の外側に位置する。駆動部側には、ある状況下で、径方向に比較的大きな構造空間を利用できるので、駆動部側軸受は、場合によって独立した滑走面を有する軸受として設計可能である。更なる実施形態では、駆動軸受は、一体化された軸受として形成されてもよい。
【図１】
2018151063.tif 000007
【図２】
2018151063.tif 000008
【外国語明細書】
COAXIAL GEAR MECHANISM WITH POSITIVE TRANSMISSION RATIO
Field of the invention
The invention relates to a gear mechanism and to a method for producing a gear mechanism.
Prior art
From the prior art, gear mechanisms are known which comprise teeth which are mounted radially displaceably in a tooth carrier. For driving the teeth, drive elements with a profiling, such as for example cam disks, are used. The teeth engage into internal teeth of a toothing, such that a relative movement occurs between the tooth carrier with the teeth and the toothing. The relative movement between toothing and teeth is in this case smaller, by at least an order of magnitude, than the movement of the drive element with the profiling. In this way, it is possible to achieve high transmission ratios; an example of such a gear mechanism is published in DE 10 2007 011 175 A1.
A critical point of this gear mechanism is the mounting of the teeth on the cam disk and the forces acting on the bearing surfaces in the tooth carrier. A reduction of the forces with an unchanged torque, or an increase of the torque transmitted by the gear mechanism with unchanged forces, is desirable for example in order to increase the service life of the gear mechanism or the maximum transmissible torques. Furthermore, lower forces with an unchanged torque lead, under some circumstances, to reduced friction, and can thus increase the efficiency of the gear mechanism.
Disclosure of the invention
It is an object of the invention to specify gear mechanisms which are improved in relation to gear mechanisms known from the prior art, wherein it is sought to achieve reduced friction and thus less heat generation, or an increased maximum admissible torque or a reduction of internal forces. It is furthermore an object of the invention to specify a method for producing a gear mechanism of said type.
The object is achieved by means of a gear mechanism according to Claim 1 and by means of a method for producing a gear mechanism according to the coordinate claims. Advantageous refinements and embodiments emerge from the subclaims and from this description.
One aspect of the invention relates to a gear mechanism, in particular a coaxial gear mechanism, having an internal gear with an inwardly directed toothing, a tooth carrier which is arranged coaxially with respect to the internal gear and in which a multiplicity of teeth for engaging with the toothing are accommodated, wherein the teeth are mounted radially displaceably in the tooth carrier, a drive element with a profiling for radially driving the radially displaceably mounted teeth, wherein the profiling has, over its circumference, at least two elevations, wherein the gear mechanism is constructed such that there is a positive transmission ratio between a drive via the drive element and an output via the tooth carrier.
A further aspect of the invention relates to a method for producing a gear mechanism in one of the typical embodiments described herein.
Embodiments of the invention relate in particular to coaxial gear mechanisms. The axial direction typically refers to the longitudinal axis of the gear mechanism. An engagement of the teeth into the toothing of the internal gear typically refers to the engagement of the teeth into the internal teeth of the toothing, which in typical embodiments is circular.
In typical embodiments, the drive element comprises a cam disk or is formed by a cam disk. The expression "cam disk" is typically to be understood generally to mean that the corresponding component does not imperatively need to resemble a disk. Rather, the cam disk may also be part of a drive shaft, or may have an elongated shape, in particular with multiple sections. One or more such sections may have a varying radius, such that the function of a cam disk is performed. Further sections may have other functions, and may for example be cylindrical or else equipped with edges, for example for torque transmission. Typically, the expression "cam disk" relates primarily to the function of said component, specifically to the provision of an encircling profiling in order, for example in a manner dependent on the angular position of the drive shaft and thus of the cam disk, to drive the teeth in a radial direction or allow the teeth to slide back in the guides.
The toothing is typically an encircling toothing. The teeth or tooth tips of the teeth engage into internal teeth of the toothing, wherein the teeth are typically mounted so as to be linearly radially displaceable relative to the tooth carrier. Here, "linearly radially" normally means that a guide in a radial direction is provided, which guide permits a movement of the tooth only in a radial direction. Typically, by means of the guide, a tooth can be linearly displaced in exactly one direction; this may be achieved for example by virtue of the tooth having, over a particular length extent, a constant cross section in a displacement direction, wherein the tooth carrier likewise has an opening for the tooth with constant cross section. Normally, the teeth are mounted in the tooth carrier so as to be displaceable in each case in exactly one direction, typically in the direction of the longitudinal axis of the tooth. Furthermore, in typical embodiments, the rotational degree of freedom of the teeth relative to the tooth carrier about the longitudinal axis of the gear mechanism is blocked. This may be realized for example by means of a linear guide of the teeth in a radial direction in the tooth carrier. In this way, the teeth rotate with the tooth carrier about the longitudinal axis of the gear mechanism but not relative to the tooth carrier.
In typical embodiments of the gear mechanism according to the invention, at least a part of the teeth is of flexurally rigid design. Here, the expression "flexurally rigid" is typically to be understood technically to mean that, owing to the stiffness of the material of the teeth, bending movements of the teeth are so small that they are at least substantially insignificant for the kinematics of the gear mechanism. Flexurally rigid teeth encompass in particular teeth which are produced from a metal alloy, in particular steel or a titanium alloy, a nickel alloy or other alloys. Furthermore, it is also possible for flexurally rigid teeth composed of plastic to be provided, in particular in the case of gear mechanisms in which at least one of the following parts is also likewise produced from plastic: toothing on an internal gear or a gearwheel, tooth carrier and drive element. In typical embodiments of the invention, the tooth carrier and the teeth are produced from a metal alloy, or additionally the toothing or further additionally the drive element are produced from a metal alloy. Such gear mechanisms offer the advantage that they are highly torsionally stiff and can accommodate high loads. Gear mechanisms which are composed at least partially of plastic, or which comprise components composed of plastic, offer the advantage that they can have a low weight. The expression "flexurally rigid" is to be understood in particular to mean a flexural stiffness about a longitudinal axis of the teeth.
In typical embodiments, between the tooth and the cam disk, there is arranged a pivot segment which is mounted on a rolling bearing arrangement, which in turn lies on the cam disk. Advantageous embodiments include a pivot segment which is arranged between the cam disk and in each case at least one tooth. The pivot segment allows the tooth to tilt relative to the surface of the cam disk or relative to the pivot segment. Typically, at least two teeth are mounted on a pivot segment. In further embodiments, exactly one tooth, for example a round tooth or a flat tooth, is mounted on in each case one of the pivot segments. Flat teeth can be secured against rotation about their own axis in the bearing arrangement. Multiple teeth mounted on a pivot segment are typically arranged adjacent to one another in a row in an axial direction. With such arrangements of multiple teeth or with flat teeth, the running smoothness of the pivot segments can be increased.
Typical embodiments of the invention comprise a cam disk as drive element. The cam disk preferably has a non-circular or non-elliptical arcuate shape or curve. The non-circular or non-elliptical arcuate shape offers the advantage that different cams can be used, for example in order to set different transmission ratios. In the context of this application, eccentrics typically fall under circular or elliptical shapes, because, in the case of eccentrics, it is merely the case that the axis of rotation does not correspond to the central axis of the circular shape, although a circular shape is nevertheless present. Typical cam disks comprise at least or exactly two elevations, which are typically arranged so as to be uniformly distributed over the circumference. The elevations may also be referred to as maxima. Multiple elevations bring more teeth into engagement with the toothing.
In typical embodiments, the tooth carrier or the toothing are of circular form. This offers the advantage of a simple geometry for the tooth carrier and the toothing. The transmission of force typically occurs on the slow side of the gear mechanism, between the toothing and the tooth carrier. This offers the advantage that the path for the force transmission is extremely short, such that an extremely high stiffness can be achieved.
The internal teeth of the toothing and the teeth typically have curved flanks. In typical embodiments, internal teeth and teeth each have tooth tips which, in cross section, correspond to a truncated pyramid or a pyramid in each case with curved flanks. For one possible embodiment of a curvature in the form of a logarithmic spiral, reference is made to DE 10 2007 011 175 A1. The curved surface offers the advantage that the flanks that are in engagement make areal and not merely linear or punctiform contact. In this way, a good load distribution between a large number of teeth, and extremely high stiffness in the transmission of force between the toothing and the teeth, are achieved.
Typical embodiments comprise, between the profiling and the teeth, a bearing arrangement with pivot segments and rolling bodies. Typically, at least two mutually adjacently arranged teeth, which are in particular situated axially parallel or offset, are provided per pivot segment. In this way, the pivot segment can be stabilized in its raceway or on its respective running surface. Rotations of the pivot segment about a radial axis can be prevented. Typically, rolling bodies of embodiments are formed as cylindrical rollers or needle rollers.
Typical gear mechanisms of the invention are constructed such that a positive transmission ratio exists between a drive via the drive element and an output via the tooth carrier. A positive transmission ratio typically refers to a transmission ratio in the case of which the drive element and the tooth carrier rotate in the same direction.
In typical embodiments, the tooth carrier tooth pitch angle of the teeth or of the bearing arrangement of the teeth in the tooth carrier is smaller than the internal gear tooth pitch angle of the internal teeth of the toothing of the internal gear. The "tooth pitch" or the tooth pitch angle" are typically to be understood to mean imaginary variables; it is thus not necessary for teeth to actually be provided in the tooth carrier at every position predefined by the tooth pitch angle. The tooth pitch angle is calculated in each case as 360° divided by the number of theoretically possible positions for teeth in the tooth carrier, or by the number of teeth actually provided in the toothing, in the circumferential direction.
In typical embodiments, not every tooth pitch angular position is occupied by a tooth in the tooth carrier; rather, it is for example the case that only every second position or every third position or every fourth position is occupied by a tooth. In this way, abundant space is available for the teeth and for material of the tooth carrier, because, at positions at which no teeth are provided, material of the tooth carrier can be provided. For example, in the case of a position factor of 2, there is sufficient space between two teeth or tooth guides for webs of the tooth carrier between the teeth in order to sufficiently stiffen the tooth carrier. In typical embodiments, the number of tooth guides corresponds to the number of teeth accommodated in the tooth carrier. In typical embodiments, every second position that is predefined by the tooth pitch angle of the teeth is free. The density with which the positions in the tooth carrier are occupied is reflected by the position factor. For example, a position factor of two means that only every second position in the tooth carrier predefined by the tooth pitch angle is occupied by a tooth; a position factor of three accordingly refers to every third position. The actual angular spacing between the teeth that are mounted in the tooth carrier typically amounts to two times, three times or four times the tooth pitch angle of said teeth or of the tooth carrier. In further embodiments, it is also possible for a spacing of more than four times to be provided. The actual angular spacing between adjacent teeth is thus calculated as the tooth pitch angle multiplied by the position factor. Typical position factors are integers greater than or equal to 1, and further typical position factors are greater than or equal to 2.
The number of theoretically possible positions for teeth is typically greater, by at least or exactly the number of elevations, than the number of internal teeth of the toothing of the internal gear. If only every second position in the tooth carrier is occupied, then the number of teeth in the tooth carrier in the case of a profiling with two elevations corresponds to the number of internal teeth of the toothing plus the number of elevations, divided by the position factor, which in this case is two. Typically, in exemplary embodiments, the number of teeth is calculated in accordance with the following formula: 
2018151063.tif 000009
Zz =  number of teeth in the tooth carrier
ZI =  number of internal teeth of the internal gear
E = number of elevations of the profiling or of the cam disk of the drive element
PF = position factor
For the calculation of the transmission ratio between a drive, which rotates the drive element, and an output, which is connected to the tooth carrier of an embodiment of a gear mechanism according to the invention, the following formula is obtained, in which the number of internal teeth of the internal gear must always be stated as a negative:
2018151063.tif 000010
Typically, embodiments comprise an integer number of teeth in the tooth carrier. In typical embodiments with two elevations of the profiling, with a number of teeth in the internal gear of 46, and with only every second position predefined by the tooth carrier tooth pitch angle being occupied, that is to say a position factor 2, the number of teeth in the tooth carrier amounts to 24. With the above formula for i, this yields a transmission ratio of i = +24 in the case of drive of the drive element and output at the tooth carrier: 
2018151063.tif 000011
In a further embodiment, with two elevations, with a number of teeth in the internal gear of 46, and with a position factor of 3, the number of teeth in the tooth carrier amounts to 16. Another embodiment, in the case of a number of teeth in the internal gear of 45 and with only every second position predefined by the tooth carrier tooth pitch angle being occupied, that is to say a position factor of 2, has 24 teeth in the tooth carrier in the case of 3 elevations.
Typical gear mechanisms comprise rolling bodies, which are arranged on the profiling, and a multiplicity of pivot segments for the mounting of the teeth, wherein the pivot segments are arranged on the rolling bodies, wherein the rolling bodies are arranged in at least two rolling body rows, which are parallel in the direction of rotation of the cam disk, on the profiling. Typical embodiments comprise one or at least two rolling body rows, which are typically arranged axially adjacent to one another and/or so as to run parallel, per encircling row of pivot segments. A pivot segment may be mounted on at least two rolling body rows which run in encircling fashion in parallel. Here, in the case of two or more rows of teeth arranged parallel, in each case one rolling body row may be arranged under a tooth row, such that the pivot segment is supported under each tooth row. A typical arrangement is for example an arrangement of the row of teeth radially over the rolling body row with interposed pivot segment. The central axis of the respective teeth typically lies in the middle 80% or middle 50% or middle 20% or at least substantially in the center over the respective rolling bodies. In this way, the rolling bodies are loaded substantially centrally. In typical embodiments, one of the rolling body rows is arranged in an axial plane with one of the rows of teeth. Typically, in each case one row is in one axial plane, wherein the same axial plane means for example that the centers at least substantially coincide, and/or the teeth are arranged entirely within the axially extended region of the respective rolling body row.
Typically, the profiling has a running surface for the at least one row of rolling bearings. Typically, the profiling comprises at least two parallel running surfaces. In typical embodiments, in each case one of the rolling body rows is arranged in or on one of the parallel running surfaces. In this way, rolling bodies running parallel have dedicated running surfaces, or each rolling body row can be guided in a defined, dedicated running surface.
The profiling is typically divided by at least one encircling central rib. In this way, in embodiments, parallel running surfaces can be created, typically to both sides of the central rib. It is possible for multiple parallel central ribs to be provided in order to create more than two parallel running surfaces, in typical embodiments with two rows of teeth or more than two rows of teeth.
The cam disk typically comprises two encircling edge ribs. The edge ribs typically delimit in each case one outer running surface in the axially outward direction. Centrally, the running surfaces are typically delimited by a central rib. In typical embodiments, the edge ribs together with exactly one central rib delimit two running surfaces; in further embodiments, multiple central ribs and thus also more than two running surfaces, and possibly also more than two rolling body rows, are provided.
The central rib and/or the edge ribs may each have a height which at least substantially corresponds to the diameter of the rolling bodies. In further embodiments, they may have a height which is slightly smaller, for example smaller by between 0% and 10% or between 0% and 5%, than the diameter. In further embodiments, the height of the central rib and/or of the edge ribs is only between 50% and 80% or between 50% and 95% of the diameter of the rolling bodies. The central rib and edge ribs may have different heights; for example, the central rib may be shorter than the edge ribs. In embodiments, edge ribs are also used as stabilizing surfaces for the pivot segments. In further embodiments, the central rib is taller than the edge ribs, for example if the central rib is used for stabilizing the running smoothness of the pivot segments.
Typically, the pivot segments lie in each case with a rolling bearing surface on one side on at least a part of the rolling bodies, and have, on a side situated opposite the rolling bearing surface, in each case one tooth bearing surface, wherein typically, at least two teeth are articulately mounted on a tooth bearing surface. In typical embodiments, the tooth bearing surface is formed such that the tooth bearing surface forms a common axis of rotation for the at least two teeth. Typical tooth bearing surfaces of embodiments comprise in each case one rounded surface section for in each case at least one tooth and/or multiple teeth arranged axially parallel, wherein the central point of the radius of the rounded surface section at least substantially coincides with the rolling bearing surface. Typically, an axis of rotation of the tooth bearing formed by the tooth bearing surface at least substantially coincides with the rolling bearing surface. The tooth bearing surface may be formed, in the region of the tooth bearing, as a bead and/or as a circular segment.
Typical gear mechanisms of embodiments comprise rows of teeth running in encircling fashion in parallel. Typically, there are at least or exactly two rows of teeth. The teeth typically run in rows, which run in encircling fashion in parallel, on guides of the tooth carrier.
In typical embodiments, in each case at least two parallel teeth are arranged on a pivot segment. Typically, the two parallel teeth belong to the two parallel rows of teeth, which are guided for example in guides in the tooth carrier. In embodiments, two parallel teeth of parallel rows of teeth are arranged one behind the other in an axial direction on a pivot segment, typically on a bead or in a depression of the pivot segment.
Typical tooth carriers of embodiments comprise at least one radially inwardly or radially outwardly extending run-on flange, which engages over the pivot segments at least partially in an axial direction. In this way, there is the option to dispense with additional run-on disks. The run-on flange may be formed integrally with the tooth carrier or may be fastened to the tooth carrier. Typical embodiments have no run-on disk. Some embodiments comprise a run-on disk at least on one side axially adjacent to the pivot segments and/or adjacent to the rolling bodies for guiding the pivot segments.
In embodiments with a run-on flange on the tooth carrier, it is typically the case that at least one of the run-on flanges comprises a drive bearing surface which interacts directly with drive bearing rolling bodies. Typically, a bearing is formed integrally between tooth carrier and the cam disk or a shaft connected to the cam disk. Such embodiments can be of space-saving design. Typically, the drive bearing rolling bodies are mounted directly on the cam disk. In further embodiments, a bearing with bearing rings is provided between tooth carrier and cam disk. This can simplify production.
Typically, in each case one rim bearing surface is arranged on the pivot segments at both sides, and/or at the edge side of the pivot segment, in an axial direction. In further embodiments, rib bearing surfaces are arranged centrally in an axial direction on the pivot segments, which rib bearing surfaces are for example provided for bearing against a central rib. In embodiments with two rib bearing surfaces at both sides and/or at the edge side, the rib bearing surfaces may lie at least partially on the edge ribs of the cam disk. In this way, tilting of the pivot segments can be prevented, and smooth running can be ensured.
Advantages of typical embodiments are an increased load capacity, lengthened service life or a more compact design. In typical embodiments of gear mechanisms according to the invention, the circumferential forces on the cam disk or the drive element act in the same direction as the circumferential forces of the internal gear, which, by contrast to gear mechanisms known from the prior art, leads to a reduction of the reaction forces in the tooth guide. The forces for the guidance of the teeth in the tooth carrier are, in embodiments, reduced by approximately 10% at the outer tooth contact in the tooth carrier and approximately 50% at the inner tooth contact in the tooth carrier. The thus reduced friction forces also reduce the reaction forces in the bearing arrangement of the cam disk during traction operation, that is to say when drive is imparted via the cam disk. The reduction there amounts to approximately 12% during traction operation. Since this bearing arrangement is commonly the definitive element for the maximum torque or the service life of the gear mechanism, the torque or the service life of the gear mechanism can be increased. Furthermore, the efficiency can also be increased, by approximately 1% - 3%.
Brief description of the drawings
The invention will be discussed in more detail below on the basis of the appended drawings, wherein, in the figures:
Fig. 1 schematically shows a first embodiment of the invention in a partial schematic sectional view; and
Fig. 2 schematically shows a further embodiment in a half-section.
Description of exemplary embodiments
Typical embodiments of the invention will be described below on the basis of the figures, wherein the invention is not restricted to the exemplary embodiments; rather, the scope of the invention is defined by the claims. In the description of the embodiment, in some cases in different figures and for different embodiments, the same reference designations are used for identical or similar parts, in order to make the description clearer. This however does not mean that corresponding parts of the invention are restricted to the variants illustrated in the embodiments.
Tooth carriers of generic gear mechanisms are presented for example in DE 10 2015 105524 A1. Such gear mechanisms have a tooth carrier tooth pitch angle of the teeth, which is typically greater than the internal gear tooth pitch angle of the internal teeth of the toothing of the internal gear. With such a construction, it is possible to realize large negative transmission ratios between drive element and tooth carrier. On the basis of such gear mechanisms, it will be described below how gear mechanisms of the invention are constructed with positive transmission ratios between drive element and tooth carrier.
Figure 1 shows an exemplary embodiment in a partial, quartered, schematic sectional view. Figure 1 schematically shows, in a quartered section, a gear mechanism 1 which has an internal gear 3 with an internally situated encircling toothing 5. The other three further quarters of the gear mechanism 1 are, in section, of analogously mirrored construction in relation to the illustrated section.
Teeth 7 engage into the toothing 5. For the sake of better clarity, not every tooth 7 of Figure 1 is also denoted by the reference designation 7. Typically, two axially parallel rings of teeth with individual teeth 7 are provided. The teeth 7 are mounted radially displaceably in a tooth carrier 11. For this purpose, the tooth carrier 11 has radially oriented, channel-like, circular or slot-like openings, which ensure radial guidance of the teeth 7 in the tooth carrier 11. Owing to the radial guidance in the openings, it is possible for the teeth 7 to move only in a radial direction along their longitudinal axis; in particular, a rotation about a longitudinal axis of the gear mechanism 1 relative to the tooth carrier 11 is prevented.
The longitudinal axis of the teeth typically refers to the axis running from the tooth root to the tooth tip, whereas the longitudinal axis of the gear mechanism points in the direction of the axis of rotation of the gear mechanism. This may for example be the axis of rotation of the tooth carrier that can be used as output, or the axis of rotation of a cam disk.
The teeth 7 are driven by a drive element in the form of a cam disk 20, which is designed as a hollow cam disk 20. The cam disk 20 has a profiling 22 for driving the teeth 7 in a radial direction. The profiling 22 has a profile with two elevations over the circumference, such that in each case oppositely situated teeth 7 are engaged to the furthest extent into tooth spaces of the toothing 5 (not visible in the quarter section of Figure 1).
In the gear mechanism 1 illustrated in Figure 1, the teeth 7 are arranged with a rolling bearing arrangement on the profiling of the drive element. The rolling bearing arrangement comprises rolling bodies 23 which, in this exemplary embodiment, are designed as needle rollers.
In the exemplary embodiment of Figure 1, the output is picked off at the tooth carrier, wherein the internal gear with the toothing is fixed.
The gear mechanism 1 comprises a segmented bearing arrangement for the teeth 7. The segmented bearing arrangement comprises pivot segments 24 which, in each case on the side facing toward the tooth 7, have a rounded, in particular sectionally cylindrical tooth bearing surface (see Figure 2), which forms a bead on which the root of a tooth 7, or in typical embodiments two, three or four teeth adjacent to one another in an axial direction of the gear mechanism 1, may be arranged. The bead together with a corresponding recess in the tooth root of the respective tooth 7 prevents slippage of the tooth 7 on the pivot segment 24.
With the beads, respective root joints for the teeth 7 are formed, such that the teeth 7 can tilt relative to the pivot segments 24 in order to ensure unconstrained guidance. The pivot segments 24 are displaceable relative to one another in a circumferential direction, such that the spacings between the pivot segments 24 can be varied. In this way, the degree of freedom in the circumferential direction of the pivot segments 24 is also not blocked. This permits substantially unconstrained guidance and substantially unconstrained radial drive of the pivot segments 24 by the profiling 22 of the cam disk 20. For a minimization of the friction resistance between the profiling 22 and the pivot segments 24, the rolling bodies 23 are provided as needle rollers. In further embodiments, cylindrical rollers or other rolling bearings are provided for the mounting of pivot segments.
As can be seen in Figure 1, the tooth carrier tooth pitch angle of the teeth 7 in the tooth carrier 11 is smaller than the internal gear tooth pitch angle of the internal teeth of the toothing 5 of the internal gear. This is illustrated in Figure 1 by a doubled tooth carrier tooth pitch angle 30 and a doubled internal gear tooth pitch angle 31. Here, it must be taken into consideration that only every second position predefined by the tooth carrier tooth pitch angle is occupied by a tooth 7 in the tooth carrier 11.
Altogether, the gear mechanism, of which only a quarter is illustrated in section in Figure 1, has 26 teeth and 50 internal teeth and two elevations of the profiling. Thus, in this exemplary embodiment, the number of teeth is greater, by one, than half of the number of internal teeth. The position factor in the exemplary embodiment amounts to two, that is to say only every second position in the tooth carrier predefined by the theoretical tooth carrier tooth pitch angle is occupied by a tooth. This yields a positive transmission ratio of i = +26.
Figure 2 shows a further embodiment in a half-section. The features of the embodiment of Figure 2 may be combined with the features of the embodiment of Figure 1; in particular, the gear mechanism of Figure 2 likewise has a positive transmission ratio, because the arrangement and number of the teeth in a section perpendicular to the longitudinal axis corresponds to the embodiment of Figure 1. Particular advantages from the combination result from the fact that the features illustrated in Figure 1 and Figure 2 yield a particularly compact structural form with a high load capacity. The same reference designations are used for identical or similar parts.
The gear mechanism 201 of Figure 2 comprises a cam disk 20 as drive element, which is formed integrally with a drive shaft and thereby has an elongate form in an axial direction. The cam disk 20 comprises two profilings 22, which may also be referred to as raceways or pivot bearing raceways. Said profilings 22 have a radius which varies over the circumference; in particular, they have in each case two maxima, which may also be referred to as elevations, and two minima, wherein the two profilings 22 have the same angular position of the varying radii.
Further embodiments have only one raceway or one profiling. In alternative embodiments, it is also possible for three or more profilings or raceways for rolling bodies to be provided.
Rolling bodies 23 are mounted on the profilings 22. On said rolling bodies 23 there are mounted pivot segments 24, wherein only one pivot segment 24 is illustrated in the sectional view of Figure 1. The pivot segment 24 thus lies on two rows of encircling rolling bodies 23.
The pivot segment 24 comprises a bead on the radially outer side of the pivot segment 24, which bead engages into grooves of two teeth 7. The teeth 7 are, in terms of their axial position with respect to the longitudinal axis 41 of the gear mechanism 1, mounted at least substantially centrally by means of the rolling bodies 23, wherein in each case one tooth 7 is mounted by means of one of the two rolling bodies 23. In this way, a continuous transmission of force by means of the pivot segment 24 is realized. Furthermore, the rolling bodies 23 designed as needle rollers are loaded approximately centrally. Furthermore, the structural length of the rolling bodies 23 themselves can be reduced by means of this measure, wherein the running stability can be increased.
To delimit the profilings 22, the cam disk 20 has ribs 32, 34 and 36. The rib 34 is situated centrally between the rolling bodies 23, whereas the two ribs 32 and 36 restrict the freedom of movement of the rolling bodies 23 in each case in an outward axial direction. The pivot segment 24 has rib bearing surfaces 33 and 37, which can be supported in each case on the ribs 32 and 36. In further embodiments, the pivot segment is supported on the central rib. In this way, the running smoothness of the pivot segment 24 is increased.
The teeth 7 engage into a common toothing 5, which is formed integrally with a housing 42 of the gear mechanism 1. In this way, the internal gear with the toothing is formed integrally in the housing, such that individual parts can be dispensed with for the benefit of a compact design and simple production. In further embodiments, the internal gear and housing are formed separately.
The teeth 7 are received in radially oriented guides in a second tooth carrier part 44 of a tooth carrier. The tooth carrier furthermore also comprises a first tooth carrier part 45, which is connected to the second tooth carrier part 44 by a connecting means 48 in the form of a screw. A multiplicity of connecting means 48 is provided over the circumference of the tooth carrier, with a total of six being provided in the exemplary embodiment of Figure 1.
In further embodiments, it is also possible for a different number of connecting means to be provided, wherein an odd number is also possible. The connecting means may be distributed uniformly over the circumference of the tooth carrier, though it is also possible to provide different angular spacings, for example in order to allow the two tooth carrier parts to be joined together only in one particular angular position. In the embodiment of Figure 1, by way of example, the angles between the connecting means are thus not uniform, in order that the tooth carrier parts of the tooth carrier can be reassembled only in one particular relative angular position with respect to one another. In further embodiments, it is possible for grooves, pins or other contours to be provided, or markings may be provided in order to allow or permit reassembly only in one particular angular position. In this way, machining of the tooth carrier is possible in one chuck setup, wherein the tooth carrier parts are subsequently released from one another again in order for them to then be connected to one another again in the gear mechanism.
For the mounting of the tooth carrier on the housing 42, rolling bodies 50 are provided which are mounted at an angle of 60° with respect to the longitudinal axis 41 of the gear mechanism 1. Here, the angular positions of the rolling bodies 50 are mirror-symmetrical with respect to an axial section plane of the gear mechanism 1, in order to realize reliable mounting of the tooth carrier in the housing 42. In further embodiments, angles greater or smaller than 60° are also used depending on whether axial forces, and what magnitude of axial forces, are to be accommodated.
The rolling bodies 50 are mounted in each case directly on tooth carrier bearing surfaces 54 and 55 of the first tooth carrier part 44 and of the second tooth carrier part 45. At the housing side, the rolling bodies 50 are mounted on housing bearing surfaces 58 of the housing 42. The rolling bodies 50 thus roll in each case directly on the tooth carrier bearing surfaces 54 and 55 and on the housing bearing surfaces 58. In this way, a compact integral bearing arrangement is realized which takes up little structural space.
Furthermore, in the exemplary embodiment of Figure 1, the drive bearing is also formed as an integral bearing, wherein the tooth carrier, or in the embodiment of Figure 1, the second tooth carrier part 44, has a drive bearing surface 60, on which drive bearing rolling bodies 62, which are formed as rollers, directly roll. On the cam disk there is formed a further drive bearing surface 64, which likewise interacts directly with the drive bearing rolling bodies 62. In this way, the drive bearing rolling bodies roll directly on the cam disk 20. In this way, an integrated bearing is created for a compact structural form.
The drive bearing surface 60 of the second tooth carrier part 44 is part of an output-side run-on flange 66, which prevents a deflection of the pivot segments 24 in the output-side direction. By means of the integral design of the run-on flange 66 with the second tooth carrier part 44, a compact structural form and high stiffness are achieved.
The first tooth carrier part 45 has a further run-on flange 68, which likewise prevents a deflection of the pivot segments 24 in the opposite direction.
Typically, opposite the output, that is to say opposite the side of the drive bearing, a further bearing is provided for the cam disk 20 formed integrally with a drive shaft. Said further bearing however lies outside the region illustrated in Figure 1. At the drive side, there is under some circumstances also a relatively large structural space available in a radial direction, such that the drive-side bearing can possibly be designed as a bearing with separate running surfaces. In further embodiments, the drive bearing may also be formed as an integral bearing.
1. Gear mechanism (1, 201), in particular coaxial gear mechanism, having
-  an internal gear (3) with an inwardly directed toothing (5),
-  a tooth carrier (11) which is arranged coaxially with respect to the internal gear and in which a multiplicity of teeth (7) for engaging with the toothing (5) are accommodated, wherein the teeth (7) are mounted radially displaceably in the tooth carrier (11),
-  a drive element (20) with a profiling (22) for radially driving the radially displaceably mounted teeth (7), wherein the profiling (22) has, over its circumference, at least two elevations,
- wherein the gear mechanism is constructed such that there is a positive transmission ratio between a drive via the drive element (20) and an output via the tooth carrier (11),
- rolling bodies (23) which are arranged on the profiling (22), and
- a multiplicity of pivot segments (24) for the mounting of the teeth (7), wherein the pivot segments (24) are arranged on the rolling bodies (23).
2. Gear mechanism (1) according to Claim 1, wherein the tooth carrier tooth pitch angle of the teeth (7) is smaller than the internal gear tooth pitch angle of the internal teeth of the toothing (5) of the internal gear (3). 
3. Gear mechanism (1) according to Claim 2, wherein, in the tooth carrier (11), only every at least second position predefined by the tooth carrier tooth pitch angle is occupied by a tooth (7). 
4. Gear mechanism (1) according to one of the preceding claims, wherein the number of teeth (7) is calculated in accordance with the following formula:
2018151063.tif 000012
wherein Zz is the number of teeth (7) in the tooth carrier (11), wherein ZI is the number of internal teeth of the internal gear (3), and wherein E is a number of elevations of the profiling (22) of the drive element, and wherein PF is a position factor which is an integer. 
5. Gear mechanism (1) according to one of the preceding claims, wherein the number of teeth (7) is greater, by at least or exactly one, than half of the number of internal teeth of the toothing (5) of the internal gear (3).
6. Gear mechanism (1) according to one of the preceding claims, wherein the rolling bodies (23) are arranged in at least two rolling body rows, which are parallel in the direction of rotation of the cam disk, on the profiling (22). 
7.  Gear mechanism (1) according to one of the preceding claims, wherein the profiling (22) has at least two parallel running surfaces which are divided by an at least partially encircling central rib (34).
8. Gear mechanism (1) according to one of the preceding claims, wherein each of the teeth (7) is formed as a single piece. 
9. Gear mechanism (1) according to one of the preceding claims, wherein the forces for the guidance of the teeth (7) in the tooth carrier (11) are reduced by at least 10% as compared to a gearing built partially similarly having a negative transmission ratio.
10. Gear mechanism (1) according to one of the preceding claims, wherein the internal teeth of the toothing (5) and the teeth (7) each have tooth tips which, in cross section, correspond to a truncated pyramid or a pyramid in each case with curved flanks. 
11. Gear mechanism (1) according to one of the preceding claims, wherein the internal teeth of the toothing (5) and the teeth (7) each have a radius on the tip of the tooth. 
12. Method for producing a gear mechanism (1) according to one of Claims 1 to 11.
Gear mechanism (1), in particular coaxial gear mechanism, having an internal gear (3) with an inwardly directed toothing (5), a tooth carrier (11) which is arranged coaxially with respect to the internal gear and in which a multiplicity of teeth (7) for engaging with the toothing (5) are accommodated, wherein the teeth (7) are mounted radially displaceably in the tooth carrier (11), a drive element with a profiling (22) for radially driving the radially displaceably mounted teeth (7), wherein the profiling (22) has, over its circumference, at least two elevations, wherein the gear mechanism is constructed such that there is a positive transmission ratio between a drive via the drive element and an output via the tooth carrier (11).
(Fig. 1)
【図１】
2018151063.tif 000013
【図２】
2018151063.tif 000014