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WO1995012076A1 - Hypozykloidengetriebe mit massenausgleich - Google Patents

Hypozykloidengetriebe mit massenausgleich Download PDF

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WO1995012076A1
WO1995012076A1 PCT/DE1994/001251 DE9401251W WO9512076A1 WO 1995012076 A1 WO1995012076 A1 WO 1995012076A1 DE 9401251 W DE9401251 W DE 9401251W WO 9512076 A1 WO9512076 A1 WO 9512076A1
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WO
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crank
gear
counterweight
crankshaft
drive
Prior art date
Application number
PCT/DE1994/001251
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Dietrich Ehrig
Original Assignee
Erno Raumfahrttechnik Gmbh
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 Erno Raumfahrttechnik Gmbh filed Critical Erno Raumfahrttechnik Gmbh
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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B41/00—Engines characterised by special means for improving conversion of heat or pressure energy into mechanical power
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/32—Engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding main groups
    • 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
    • F16H21/00—Gearings comprising primarily only links or levers, with or without slides
    • F16H21/10—Gearings comprising primarily only links or levers, with or without slides all movement being in, or parallel to, a single plane
    • F16H21/16—Gearings comprising primarily only links or levers, with or without slides all movement being in, or parallel to, a single plane for interconverting rotary motion and reciprocating motion
    • F16H21/18—Crank gearings; Eccentric gearings
    • F16H21/36—Crank gearings; Eccentric gearings without swinging connecting-rod, e.g. with epicyclic parallel motion, slot-and-crank motion
    • F16H21/365—Crank gearings; Eccentric gearings without swinging connecting-rod, e.g. with epicyclic parallel motion, slot-and-crank motion with planetary gearing having a ratio of 2:1 between sun gear and planet gear
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B9/00—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding groups
    • F01B9/04—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding groups with rotary main shaft other than crankshaft
    • F01B9/042—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding groups with rotary main shaft other than crankshaft the connections comprising gear transmissions
    • F01B2009/045—Planetary gearings

Definitions

  • the invention relates to a gear train in the form of a planetary gear, in which at least one externally toothed planet gear, each guided by a first, inner crank, rotates in at least one internally toothed ring gear, the inner crank being articulated to the piston rod of at least one drive cylinder via a second, outer crank is, and in which the inner crank is provided with a counterweight as a balancing mass.
  • Thrust crank mechanisms are generally used to convert oscillating linear movements, for example the piston movements of a drive cylinder, into rotary movements. With these it works
  • the conversion of an oscillating linear movement into a rotary movement can also take place via a gear mechanism of the type mentioned at the beginning, which represents a combination of a thrust crank mechanism and a conventional gear mechanism.
  • Gear wheels primarily serve to transmit rotary movements from one shaft to another. Because the axle of the rotating planetary gear is connected to the piston of a drive cylinder via a thrust crank gear in such a gear transmission, its stroke movement can also be converted into a rotating movement here.
  • a complete abolition of the inertial forces is not possible since this counterweight does not generate an alternating force acting exclusively in the direction of the cylinder axis during its rotational movement, as would be necessary to compensate the inertial forces of the first order resulting from the weight of the system components.
  • the rotating counterweight generates a centrifugal force which, in addition to one in the axial direction, i.e. compensating component also produces a component that acts perpendicular to it and acts as a transverse force.
  • the object of the invention is to provide a gear train of the type mentioned, which has a complete mass balance.
  • the invention solves this problem by means of a gear transmission having the characterizing features of patent claim 1.
  • the second crank or crankshaft rotating around the outside is also provided with a counterweight, the center of gravity of which has the same distance from the axis of rotation of the crank as the pivot point of the piston rod, and this counterweight performs a straight line movement due to its arrangement, which is perpendicular to the pendulum movement of the piston, the transverse forces caused by the counterweight of the inner crank or crankshaft are fully compensated. Since, due to the design, no second-order inertial forces occur in wheel gear factories of the type mentioned at the outset, a complete mass balancing is achieved by the compensation of the second-order inertial forces achieved in the inventive wheel gear mechanism.
  • the gear train according to the invention is particularly suitable for a combination with engines which operate according to the Stirling cycle process, in particular if it is designed in the form of a cross gear train with two ring gears and two planet gears, a total of four cylinders with a phase shift ⁇ shift of 90 ° are summarized as a so-called double-acting Stirling engine.
  • the crankcase in the gear train according to the invention can be made extremely small and compact and can thus be subjected to the operating pressure of the process gas for the Stirling cycle. The latter in turn leads to this
  • REPLACEMENT LEAF Combination of complex sealing measures on the piston rods, as are otherwise required in double-acting Stirling engines, can be dispensed with, which leads to significantly reduced friction losses and a further reduction in the overall height of such arrangements. Another important advantage is that with such a combination, the entire arrangement can be carried out horizontally.
  • 1 and 2 each show a schematic representation of a conventional sliding crank gear and a gear train
  • FIGS. 4 and 5 shows an exploded view of the cross gear transmission in FIGS. 4 and
  • FIGS. 4 and 5 shows a schematic diagram of the interaction of the arrangement shown in FIGS. 4 and 5.
  • the connecting rod 3 is articulated on the piston 1 via a universal joint 5, since the connecting rod 3 executes a two-dimensional movement in the plane of the drawing.
  • the piston rod 13 is connected to an inner crank 15 via an outer crank 14 articulated, which, like the crank 4 of the sliding crank gear, rotates on a circular path and on the axis of rotation of which the drive power of the cylinder 12 can be taken off as rotational energy.
  • the inner crank 15 also forms the web for a planet gear 16, which rotates with its external toothing on an internally toothed ring gear 17.
  • the diameter of the planet gear 16 is half the size of that of the ring gear 17; the length of the outer crank 14 corresponds exactly to the length of the inner crank 15.
  • the counterweights 28 and 29 are arranged on the outer crank 24 and on the inner crank 25, respectively.
  • the counterweight 29 is designed and attached to the inner crank that its center of gravity SI is at the same distance from the axis of rotation AI of the inner crank as the articulation point A2, at which the outer crank 24 is connected to the inner and at the same time the Axis of rotation of the planet gear 26.
  • the center of gravity SI is offset by 180 ° from the articulation point A2.
  • the counterweight 28 is arranged on the outer crank 24 in an analogous manner. Its center of gravity S2 is offset by 180 ° in relation to the articulation point A3, at which the outer crank 24 is connected to the piston rod 23. The center of gravity S2 and articulation point A3 again have the same distance from the articulation point A2.
  • FIG. 4 shows an application of the above-described gear transmission, the basic structure of which is illustrated in FIG. 3.
  • a total of four drive cylinders 31 to 34 are combined to form a cross-shaped arrangement, the pistons 35 to 38 of these four cylinders 31 to 34 with their piston rods 39 to 42 acting on a common cross gear 43 4 of which essentially only three of the four counterweights can be seen (the fourth counterweight is covered by one of the other counterweights).
  • the exact structure of this cross gear transmission is shown in FIG. 5.
  • d ⁇ s cross gear 43 has two internally toothed ring gears ..4 .nd 45, in which two planet gears 46 and 47 revolve.
  • the axes of rotation of the two planet gears 46 and 47 are each mounted on the two sections 48 and 49 of a two-part inner crank.
  • Counterweights 52 and 53 are molded onto the crank webs 50 and 51 of these two sections 48 and 49, respectively.
  • the focal points SI 'and SI "of these counterweights 52 and 53 are at the same distance from the axes of rotation AI * and AI" of the two sections 48 and 49 as the articulation points A2' and A2 "for a second, outer crankshaft 54, whereby these articulation points A2 'and A2 "simultaneously symbolize the axes of rotation for the planet wheels 46 and 47.
  • the outer crankshaft 54 is cranked twice, the crank cheeks 55 and 56 pointing in the opposite direction again carrying counterweights 57 and 58.
  • the centers of gravity S2 'and S2 are the same distance from the axis of rotation of the outer crankshaft 54, which is defined by the connection of the two articulation points A2' and A2".
  • REPLACEMENT LEAF removed like two axis sections 59 and 60, which form the articulation points for the piston rods 39 to 42 and which are connected to one another by the rod 61.
  • the entire arrangement is illustrated again in FIG. 6 in a three-dimensional schematic sketch.
  • the arrows indicate the stroke movement of the pistons 35 to 38, which is converted into a rotational movement that can be removed at the output ends of the two sections 48 and 49 of the inner crankshaft for power generation.
  • the pistons are those of a double-acting Stirling engine, each of these pistons also serving as a displacer for the subsequent piston.

Landscapes

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Abstract

Bei einem Rädergetriebe mit jeweils einem in einem innenverzahnten Hohlrad (27) umlaufenden Planetenrad (26) ist eine innere Kurbel (25), über das Planetenrad (26) auf der Achse des Hohlrades gehaltert, über eine zweite, äußere Kurbel (24) gelenkig mit der Kolbenstange (23) eines Antriebszylinders (22) verbunden. Sowohl die innere als auch die äussere Kurbel sind jeweils mit einem Gegengewicht (28, 29) als Ausgleichsmasse versehen, wobei auf diese Weise ein vollständiger Massenausgleich des Getriebes erzielt wird. Zwei derartige Anordnungen sind zu einem Kreuzrädergetriebe zusammengefaßt, das von insgesamt vier, um 90° versetzt zueinander angeordneten Zylindern eines doppelt wirkenden Stirlingmotors beaufschlagt wird.

Description

B E S C H R E I B U N G
Hypozyklo1dengetr1ebe mit Massenausgleich
Die Erfindung betrifft ein Rädergetriebe in Form eines Umlaufgetriebes, bei dem wenigstens ein außenverzahntes Planetenrad von jeweils einer ersten, inneren Kurbel geführt in wenigstens einem innenverzahnten Hohlrad umläuft, wobei die innere Kurbel jeweils über eine zweite, äußere Kurbel gelenkig mit der Kolbenstange wenigstens eines AntriebsZylinders verbunden ist, und bei dem die innere Kurbel mit einem Gegengewicht als Ausgleichsmasse versehen ist.
Zur Umwandlung oszillierender Linearbewegungen, beispielsweise der Kolbenbewegungen eines Antriebe- Zylinders, in Drehbewegungen werden in der Regel Schub¬ kurbelgetriebe eingesetzt. Bei diesen wirkt der sich
ERSATZBLATT bewegende Kolben über ein Kreuzgelenk und eine Pleuel¬ stange auf eine umlaufende Kurbel, die Teil einer Kurbelwelle ist und an deren Drehachse die Antriebs¬ energie abgegriffen werden kann. Daneben kann die Um¬ setzung einer oszillierenden Linear- in eine Drehbe¬ wegung auch über ein Rädergetriebe der eingangs genann¬ ten Art erfolgen, das eine Kombination aus einem Schub¬ kurbelgetriebe und einem herkömmlichen Rädergetriebe darstellt. Rädergetriebe dienen in erster Linie dazu, Drehbewegungen von einer Welle auf eine andere zu über¬ tragen. Dadurch, daß bei einem solchen Rädergetriebe die Achse des umlaufenden Planetenrades über ein Schub¬ kurbelgetriebe mit dem Kolben eines Antriebszylinders verbunden wird, kann dessen Hubbewegung auch hier in eine rotierende Bewegung umgesetzt werden.
Bei derartigen Rädergetrieben stellt es eine bereits bekannte Maßnahme dar, zur Erzielung einer größeren Laufruhe die das Planetenrad mit der Achse des Hohl¬ rades verbindende innere Kurbel bzw. Kurbelwelle, an der die Leistungsabgabe erfolgt, an ihren dem Planeten¬ rad abgewandten Ende mit einem Gegengewicht als Massen¬ ausgleich zu versehen. Eine vollständige Aufhebung der Massenkräfte ist dabei jedoch nicht möglich, da dieses Gegengewicht bei seiner Rotationsbewegung keine aus¬ schließlich in Richtung der Zylinderachse wirkende Wechselkraft erzeugt, wie dies erforderlich wäre, um die aus dem Gewicht der Systemkomponenten resultieren¬ den Massenkräfte erster Ordnung zu kompensieren. Viel¬ mehr erzeugt das umlaufende Gegengewicht eine Flieh¬ kraft, die außer einer in Achsenrichtung, d.h. kompen¬ sierend wirkenden Komponente auch eine dazu senkrecht wirkende Komponente erzeugt, die als Querkraft wirkt.
ERSATZBLATT Aufgabe der Erfindung ist es, ein Rädergetriebe der eingangs genannten Art bereitzustellen, das über einen vollständigen Massenausgleich verfügt.
Die Erfindung löst diese Aufgabe durch ein Räderge¬ triebe mit den kennzeichnenden Merkmalen des Patentan¬ spruchs 1. Dadurch, daß bei dem Rädergetriebe nach der Erfindung auch die zweite, außen umlaufende Kurbel bzw. Kurbelwelle mit einem Gegengewicht versehen ist, dessen Schwerpunkt den gleichen Abstand von der Drehachse der Kurbel aufweist wie der Anlenkpunkt der Kolbenstange, und dieses Gegengewicht aufgrund seiner Anordnung eine gradlinige Bewegung vollführt, die senkrecht zur Pendelbewegung des Kolbens verläuft, werden die durch das Gegengewicht der inneren Kurbel bzw. Kurbelwelle hergerufenen Querkräfte vollständige kompensiert. Da an Rädergetriebewerken der eingangs genannten Art kon¬ struktionsbedingt keine Massenkräfte zweiter Ordnung auftreten, wird durch die bei dem erfindungsgemäßen Rädergetriebewerk erzielte Kompensation der Massen¬ kräfte zweiter Ordnung ein vollständiger Massenaus¬ gleich erreicht.
Das Rädergetriebe nach der Erfindung eignet sich, insbesondere wenn es in Form eines Kreuzrädergetriebes mit je zwei Hohlrädern und zwei Planetenrädern konzi¬ piert ist, besonders gut für eine Kombination mit Motoren, die nach dem Stirling-Kreisprozeß arbeiten, wobei insgesamt vier Zylinder mit einer Phasenver¬ schiebung von jeweils 90° als sogenannter doppelt wirkender Stirlingmotor zusammengefaßt sind. Das Kurbelgehäuse kann bei dem Rädergetriebe entsprechend der Erfindung äußerst klein und kompakt gestaltet werden und kann dadurch mit dem Betriebsdruck des Prozeßgases für den Stirling-Kreisprozeß beaufschlagt werden. Letzteres wiederum führt dazu, daß bei dieser
ERSATZBLATT Kombination aufwendige Dichtmaßnahmen an den Kolben¬ stangen, wie sie ansonsten bei doppelt wirkenden Stirlingmotoren erforderlich sind, entfallen können, was zu wesentlich verringerten Reibungsverlusten und zu einer weiteren Reduzierung der Bauhöhe derartiger Anordnungen führt. Ein weiterer wichtiger Vorteil besteht darin, daß bei einer derartigen Kombination die gesamte Anordnung liegend ausgeführt sein kann.
Nachfolgend soll die Erfindung anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert werden Es zeigen:
Fig. 1 und 2 jeweils in schematischer Darstellung ein herkömmliches Schubkurbelgetriebe sowie ein Rädergetriebe,
Fig. 3 ein Rädergetriebe mit vollständigem Massenausgleich,
Fig. 4 einen Schnitt durch eine Zylinderanordnung mit einem Kreuzrädergetriebe,
Fig. 5 eine Explosionsdarstellung des Kreuzräder¬ getriebes in Fig. 4 und
Fig. 6 eine Prinzipskizze des Zusammenwirkens der in den Figuren 4 und 5 gezeigten Anord¬ nung.
Bei dem in Fig. 1 zu Vergleichszwecken dargestellten Schubkurbelgetriebe wird die oszillierende Bewegung eines Kolbens 1 eines AntriebsZylinders 2 über eine Koppel oder Pleuelstange 3 auf eine auf einer Kreisbahn umlaufende Kurbel 4 übertragen und auf diese Weise in
ERSATZBLÄΓT eine Drehbewegung umgewandelt. Die Anlenkung der Pleuelstange 3 am Kolben 1 erfolgt dabei über ein Kreuzgelenk 5, da die Pleuelstange 3 eine zweidimen- sionale Bewegung in der Zeichenebene ausführt.
Demgegenüber vollführt bei den in Fig. 2 dargestellten Rädergetriebe die Kolbenstange 13 eines Kolbens 11, der in einem Zylinder 12 angeordnet ist, die gleiche Be¬ wegung wie der Kolben 11 selbst. Die Kolbenstange 13 ist über eine äußere Kurbel 14 an einer inneren Kurbel 15 angelenkt, die, wie die Kurbel 4 des Schubkurbel¬ getriebes, auf einer Kreisbahn umläuft und an deren Drehachse die Antriebsleistung des Zylinders 12 als Rotationsenergie abgenommen werden kann. Die innere Kurbel 15 bildet zugleich den Steg für ein Planetenrad 16, das mitseiner Avϊßenverzahnung auf einem innenver¬ zahnten Hohlrad 17 umläuft. Der Durchmesser des Planetenrades 16 ist dabei halb so groß wie derjenige des Hohlrades 17; die Länge der äußeren Kurbel 14 entspricht exakt der Länge der inneren Kurbel 15.
Während das in Fig. 1 dargestellte Schubkurbelgetriebe über keinerlei Massenausgleich verfügt, entfallen bei dem in Fig. 2 gezeigten Rädergetriebe aufgrund der gewählten Konstruktion sämtliche Massenkräfte zweiter Ordnung, so daß nur Massenkräfte erster Ordnung wirksam werden, die aus dem Gewicht der sich bewegenden Massen des Kolbens 11 und der Kolbenstange 13 resultieren. Um auch diese Massenkräfte erster Ordnung zu kompensieren, sind bei dem in Fig. 3 dargestellten Rädergetriebe zusätzliche Gegengewichte 28 und 29 vorgesehen. An¬ sonsten entspricht der Aufbau dieses Rädergetriebes exakt dem in Fig. 2 gezeigten, d.h. es umfaßt ein Hohl¬ rad 27, ein in diese umlaufendes Planetenrad 26, eine innere Kurbel 25 sowie eine äußere Kurbel 24, die wiederum mit der Kolbenstange 23 eines in einem
ERSATZBLATT Antriebszylinder 22 sich bewegenden Kolbens 21 ver¬ bunden ist.
Die Gegengewichte 28 und 29 sind jeweils an der äußeren Kurbel 24 und an der inneren Kurbel 25 angeordnet. Das Gegengewicht 29 ist dabei so ausgebildet und an der inneren Kurbel angebracht, daß sein Schwerpunkt SI den gleichen Abstand von der Drehachse AI der inneren Kurbel aufweist wie der Anlenkpunkt A2, an dem die die äußere Kurbel 24 mit der inneren verbunden ist und der zugleich die Drehachse des Planetenrades 26 darstellt. Allerdings liegt der Schwerpunkt SI um 180° gegenüber dem Anlenkpunkt A2 versetzt.
In analoger Weise ist das Gegengewicht 28 an der äußeren Kurbel 24 angeordnet. Sein Schwerpunkt S2 liegt um 180° versetzt gegenüber dem Anlenkpunkt A3, an dem die äußere Kurbel 24 mit der Kolbenstange 23 verbunden ist.Schwerpunkt S2 und Anlenkpunkt A3 weisen dabei wiederum den gleichen Abstand vom Anlenkpunkt A2 auf.
Während der Schwerpunkt SI des Gegengewichtes 29, wie in der Figur ersichtlich, auf der gleichen Kreisbahn umläuft wie die Drehachse des Planetenrades 26, führt der Schwerpunkt S2 des Gegengewichtes 28 eine lineare Auf- und Abbewegung aus, die in Fig. 3 durch die verti¬ kale strichpunktierte Linie verdeutlicht ist (die horizontale strichpunktierte Linie markiert die Be¬ wegung des Anlenkpunktes A3).Beide Gegengewichte 28 und 29 zusammen führen durch ihre unterschiedlichen Be¬ wegungsabläufe dazu, daß bei dem in Fig. 3 dargestell¬ ten Rädergetriebe keinerlei Massenkräfte erster Ordnung wirksam werden und somit ein vollständiger Massenaus¬ gleich erreicht ist.
ERSATZBLATT Fig. 4 zeigt eine Anwendung des vorangehend beschriebe¬ nen Rädergetriebes, dessen prinzipieller Aufbau in Fig. 3 verdeutlicht ist. Bei der in Fig. 4 dargestell¬ ten Anordnung sind insgesamt vier Antriebszylinder 31 bis 34 zu einer kreuzförmigen Anordnung zusammengefaßt, wobei die Kolben 35 bis 38 dieser vier Zylinder 31 bis 34 mit ihren Kolbenstangen 39 bis 42 auf ein gemein¬ sames Kreuzrädergetriebe 43 wirken, von dem in der Fig. 4 im wesentlichen nur drei der vier Gegengewichte erkennbar sind (das vierte Gegengewicht ist durch eines der anderen Gegengewichte verdeckt) . Der genaue Aufbau dieses Kreuzrädergetriebes ist aus Fig. 5 ersichtlich.
Die Explosionsdarstellung gemäß Fig. 5 zeigt, daß d^s Kreuzrädergetriebe 43 zwei innenverzahnte Hohlräder ..4 .nd 45 aufweist, in denen zwei Planetenräder 46 und 47 umlaufen. Die Drehachsen der beiden Planetenräder 46 und 47 sind jeweils auf den beiden Teilstücken 48 und 49 einer zweigeteilt ausgebildeten inneren Kurbel gelagert. An die Kurbelwangen 50 bzw. 51 dieser beiden Teilstücke 48 und 49 sind jeweils Gegengewichte 52 bzw. 53 angeformt. Die Schwerpunkte SI' bzw. SI" dieser Gegengewichte 52 und 53 weisen den gleichen Abstand von den Drehachsen AI* und AI" der beiden Teilstücke 48 und 49 auf wie die Anlenkpunkte A2' bzw. A2" für eine zweite, äußere Kurbelwelle 54, wobei diese Anlenkpunkte A2' und A2" zugleich die Drehachsen für die Planeten¬ räder 46 und 47 symbolisieren.
Die äußere Kurbelwelle 54 ist zweifach gekröpft ausge¬ bildet, wobei wiederum die in entgegengesetzter Rich¬ tung weisenden Kurbelwangen 55 und 56 Gegengewichts 57 und 58 tragen. Auch bei diesen sind die Schwerpunkte S2' und S2" um den gleichen Abstand von der Drehachse der äußeren Kurbelwelle 54, die durch die Verbindung der beiden Anlenkpunkte A2' und A2" definiert ist.
ERSATZBLATT entfernt wie zwei Achsenabschnitte 59 und 60, die die Anlenkpunkte fr die Kolbenstangen 39 bis 42 bilden und die durch die Stange 61 miteinander verbunden sind.
In Fig. 6 ist die gesamte Anordnung abschließend noch einmal in einer dreidimensionalen Schemaskizze verdeut¬ licht. Die Pfeile kennzeichnen dabei die Hubbewegung der Kolben 35 bis 38, die in eine Rotationsbewegung umgesetzt wird, die an den Abtriebsenden der beiden Teilstücke 48 und 49 der inneren Kurbelwelle zur Leistungserzeugung abgenommen werden kann. Bei den Kolben handelt es sich im Fall des hier dargestellten Ausführungsbeispiels um solche eines doppelt wirkenden Stirlingmotors, wobei jeder dieser Kolben zugleich auch als Verdränger für den jeweils nachfolgenden Kolben dient.
ERSATZBLATT

Claims

A n s p r ü c h e
Rädergetriebe in Form eines Umlaufgetriebes, bei dem wenigstens ein außenverzahntes Planetenrad von jeweils einer ersten, inneren Kurbel geführt in wenigstens einem innenverzahnten Hohlrad umläuft, wobei die innere Kurbel jeweils über eine zweite, äußere Kurbel . elenkig mit der Kolbenstange wenig¬ st -ms eines Antriebszylinders verbunden ist, und bei dem die innere Kurbel mit einem Gegengewicht als Ausgleichsmasse versehen ist, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß auch die äußere Kurbel (24,54) mit wenigstens einem Gegengewicht (28,57,58) versehen ist.
ERSATZBLATT
2. Rädergetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich¬ net, daß der Schwerpunkt (S2,S2',S2") des Gegen¬ gewichtes (28,57,58) den gleichen Abstand vom Anlenkpunkt (A2,A2',A2") der äußeren Kurbel (24,54) an der inneren Kurbel (25,48,49) aufweist wie der Anlenkpunkt (A3) der Kolbenstange (23,39-42) des Antriebszylinders (22,31-34), diesem gegenüber jedoch um 180° versetzt angeordnet ist.
3. Rädergetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Durchmesser des Planeten¬ rades (26,46,47) die Hälfte des Durchmessers des Hohlrades (27,44,45) beträgt.
4. Rädergetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Länge der inneren Kurbel (25,48,49) gleich derjenigen der äußeren Kurbel (24,54) ist.
5. Rädergetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Hohlräder (44,45) mit jeweils einem darin umlaufenden Planetenrad (46,47) über eine gemeinsame innere Kurbelwelle (48,49) zusammengefaßt sind und daß eine mit dieser gelenkig verbundene äußere Kurbelwelle (54) von insgesamt vier, jeweils um 90° versetzt zueinander angeordneten Antriebszylinders (31-34) beaufschlagt wird.
6. Rädergetriebe nach Anspruch 5, daß die innere Kurbelwelle (48,49) zeigeteilt ausgebildet ist.
7. Rädergetriebe nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, daß die äußere Kurbelwelle (54) zur Bildung zweier um 180° gegeneinander versetzter äußerer Kurbeln (55,56) zweifach gekröpft
ERSATZBLATT ausgebildet ist und daß an jeder der beiden äußeren Kurbeln (55,56) die Kolbenstange (39-42) zweier einander jeweils gegenüberliegender Antriebs¬ zylinder (31-34) angreifen.
8. Rädergetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Antriebszylinder (22,31-34) nach dem Stirling-Kreisprozeß arbeiten.
9. Rädergetriebe nach einem der Ansprüche 5 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Antriebszylinder (31-34) Komponenten eines doppelt wirkenden Stirlingmotors sind.
ERSATZBLATT
PCT/DE1994/001251 1993-10-29 1994-10-25 Hypozykloidengetriebe mit massenausgleich WO1995012076A1 (de)

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Application Number Priority Date Filing Date Title
DEP4336976.6 1993-10-29
DE19934336976 DE4336976A1 (de) 1993-10-29 1993-10-29 Rädergetriebe

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Publication Number Publication Date
WO1995012076A1 true WO1995012076A1 (de) 1995-05-04

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Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/DE1994/001251 WO1995012076A1 (de) 1993-10-29 1994-10-25 Hypozykloidengetriebe mit massenausgleich

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DE (1) DE4336976A1 (de)
WO (1) WO1995012076A1 (de)

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