Anordnung zur Beseitigung des Umfangsspiels bei einer Kerbzahnverbindung mit axialer Verschieb- lichkeit zwischen den gekuppelten Elementen in einem Antriebsstrang mit normalerweise gleichblei bender Drehrichtung Die Erfindung bezieht sich auf Kerbzahnverbindun- gen mit axialer Verschieblichkeit zwischen den gekuppel- ten Elementen in einem Antriebsstrang mit normalerwei se gleichbleibender Drehrichtung und betrifft in der Hauptsache die Beseitigung des bei derartigen Verbin dungen unvermeidlichen Umfangsspiels.
Daneben betrifft die Erfindung auch die selbsttätige gegenseitige Zentrie rung der gekuppelten Elemente unter allen Betriebsbe dingungen.
Kerbzahnverbindungen werden häufig bei der An kupplung eines hydrodynamischen Getriebes an eine Antriebsmaschine, insbesondere einer Brennkraftmaschi- ne, angewandt. Das Schwungrad der Antriebsmaschine trägt die eine Verzahnung dieser Kupplungsart, die in eine am rotierenden Gehäuse des hydrodynamischen Drehmomentwandlers angeordnete Gegenverzahnung eingreift.
Die Kerbzahnverbindung schafft einfache Mon tagebedingungen, ermöglicht bei völliger Steifheit in Um fangsrichtung begrenzte Axialbewegungen zwischen den gekuppelten Elementen, wie sie vor allem durch Tempe ratureinflüsse bedingt sind, und erfordert nicht eine genaue Gleichachsigkeit der gekuppelten Elemente, was in der Praxis nie zu erreichen ist.
Mit diesen Eigenschaf ten ist die Kerbzahnverbindung sowohl einer einfachen Flanschverbindung mit Passbolzen wie auch einer flexi blen Scheiben- oder Sternverbindung überlegen. Flansch- verbindungen sind zwar ebenfalls steif in Umfangsrich tung, sie erfordern jedoch zur Vermeidung einer Ver spannung der zu kuppelnden Elemente in den Lagern ein genaues Fluchten der Achsen und gestatten keine relati ven Axialbewegungen unter wechselnden Temperaturen.
Flexible Scheiben- und Sternverbindungen lassen ande rerseits einen geringen Winkel zwischen den Achsen wie auch begrenzte relative Axialbewegungen zu; es ist jedoch eine gewisse Nachgiebigkeit in Umfangsrichtung nicht auszuschliessen. Beide vorgenannten Verbindungs arten sind ausserdem umständlich und zeitraubend zu montieren und nehmen verhältnismässig viel Platz in Anspruch.
Bei einer Kerbzahnverbindung lassen sich schädliche Axialbeanspruchungen der Lager nur dann vermeiden und eine leichte Montierbarkeit nur dann gewährleisten, wenn die Zähne ohne Pressitz ineinandergreifen. Dies bringt wegen der unvermeidbaren Herstellungstoleranzen und der notwendigen Berücksichtigung von Wärmeaus dehnungen ein gewisses Spiel in Umfangsrichtung zwi schen den Verzahnungen mit sich.
Das Drehmoment einer Antriebsmaschine, vor allem einer Brennkraftmaschine, ist nich konstant. Insbesonde re beim Anfahren einer Brennkraftmaschine aus dem kalten Zustand pulsiert das Drehmoment erheblich. Die Folge davon ist eine Ungleichförmigkeit der Drehbewe gung. Auch das Gegenmoment der anzutreibenden Teile, beispielsweise der Räder eines Fahrzeuges, ist nicht konstant. Dadurch können, insbesondere dann, wenn das hydrodynamisch-mechanische Getriebe eine Direktkupp lung aufweist und diese eingeschaltet ist, erhebliche Torsionsschwingungen auftreten, durch die sich das Eingriffsmoment zeitweise umkehrt.
Das unvermeidbare Zahnspiel führt dabei zu gegenseitigen Schlagbeanspru chungen der gekuppelten Elemente, die neben der Entste hung unangenehmer Geräusche und dem Ausschlagen der Zahnflanken die allmähliche Zerstörung von Teilever- bindungen an den gekuppelten Elementen und daran angeschlossenen Hilfsmaschinen zur Folge haben.
Auch die bekannte Schmierung der Zahnflanken mit Öl beseitigt diesen Nachteil nicht. Der Ölfilm dämpft zwar die Schlagbeanspruchungen in gewissem Masse, jedoch genügt diese Dämpfung nicht, um die zerstören den Wirkungen der nach wie vor vorhandenen Schlagbe anspruchungen vollständig und sicher auszuschalten.
Dies zu erreichen, ist Aufgabe der Erfindung, die darin besteht, dass ein Teil der Nutflanken bei wenigstens einer der ineinandergreifenden Verzahnungen von Feder elementen getragen ist, die entgegen der Richtung der auf diese Verzahnung wirkenden Umfangskräfte vorgespannt sind.
In manchen Anwendungsfällen tritt unter gewissen Betriebsbedingungen eine Umkehr der Richtung des von der Kerbzahnverbindung zu übertragenden Drehmomen- tes auf. Dies ist vor allem bei Fahrzeugantrieben der Fall, wenn das Fahrzeug unter Schwerkraftwirkung bergab rollt und der Motor zur Bremsung benutzt wird. Das in umgekehrter Richtung zu übertragende Drehmoment ist in diesen Fällen jedoch meist erheblich kleiner als das Drehmoment unter normalen Antriebsbedingungen.
Da mit auch bei einer solchen Drehmomentumkehr kein Abheben der Zahnflanken auftritt und auch beim über gang zu normalen Antriebsbedingungen keine Schlagbe anspruchungen der Verzahnungen auftreten, wird die erfindungsgemässe Anordnung zur Beseitigung des Zahn spiels zweckmässig so ausgelegt, dass die Vorspannung der Federelemente mindestens dem bei Bremsung durch die Antriebsmaschine zu überführenden Bremsmoment entspricht.
Die Zahnflanken können jede bekannte Flankenform besitzen. In Anwendungsfällen, in denen keine zusätzli che Zentrierwirkung der Kerbzahnverbindung verlangt wird, können auch gerade Zahnflanken mit radialem oder wenigstens angenähert radialem Profilverlauf ver wendet werden.
Derartige Zahnflanken haben zwar irn Eingriff unter Last auch bereits eine gewisse Zentrierwir- kung. Eine exakte Zentrierung, wie sie insbesondere dann erforderlich ist, wenn wenigstens eines der zu kuppelnden Elemente wie beispielsweise das rotierende Gehäuse eines hydrodynamischen Getriebes fliegend gelagert ist, bedin gen jedoch in den meisten Fällen die Anwendung von der Radialrichtung abweichender,
insbesondere evolventen- förmiger oder ähnlich gekrümmter Flankenprofile. In diesen Fällen ergibt die Anordnung auch dann eine gute Zentrierwirkung, wenn kein Antriebsmoment vorhanden ist. Dies ist insbesondere für schnellaufende Anlagen von Bedeutung. Die Vorspannung der Federelemente wird deshalb in solchen Fällen zweckmässig so gross gewählt, dass die davon ausgeübte Zentrierkraft die Unwuchtkräf- te des nichtgelagerten Kupplungselementes übersteigt.
Trotz dieser hohen Vorspannung wird die axiale Beweg lichkeit der gekuppelten Elemente nicht beeinträchtigt. Zweckmässig weisen dabei die von den Federelementen getragenen Zahnflanken ein Evolventenprofil auf, das dem der Zahnflanke eines im ideellen Schwenkzentrum der Biegefeder gelagerten Stirnzahnrades entspricht. Durch diese Ausbildung wird sichergestellt, dass sich die Zahnflanken an den Biegefedern und der Gegenverzah nung flächig berühren und nicht nur eine Kantenberüh rung am Zahnkopf oder Zahnfuss stattfindet, die unzu lässige Flächenpressungen zur Folge haben könnte.
Vorzugsweise bilden die von den Federelementen getragenen Zahnflanken einen Teil der Aussenverzah nung. Dies erleichtert die Aufrechterhaltung einer Ölfül lung zur Schmierung der Zahnflanken, wozu in weiterer Ausgestaltung der Erfindung das die Innenverzahnung tragende Element das andere Element mit einem an die Innenverzahnung anschliessenden kragenförmigen An- satz dichtend übergreift.
Der durch eine Ölfüllung in der angedichteten Verzahnung entstehende Ölfilm dient le diglich zur Herabsetzung der für eine Axialbewegung zwischen den gekuppelten Elementen noch erforderlichen Kräfte und der Verhinderung von Korrosionserscheinun gen elektronischer Art an den Zahnflanken.
Hingegen entfällt die Aufgabe, Schlagbeanspruchungen zu dämp fen, da diese von vornherein ausgeschaltet sind. Zweck- mässig wirkt der Ansatz an dem die Innenverzahnung tragenden Element mit einem am anderen Element angeordneten O-Ring zusammen, wodurch die an der Dichtungsstelle auftretenden Reibungskräfte kleingehal- ten werden und trotzdem eine vollständige Abdichtung erzielt wird.
In einer Ausführungsform des Erfindungsgegenstan des sind die Federelemente von in Aussparungen des die zugehörige Verzahnung tragenden Elementes angeordne ten Biegefedern gebildet, deren radial gerichtete freie Enden wenigstens auf einer Seite Zahnflankenprofil aufweisen.
Das Ineinanderfügen der Kerbzahnverbindung bei der Montage lässt sich nach einer anderen Ausführungsform des Erfindungsgegenstandes wesentlich vereinfachen durch verstellbare Anschlagmittel, durch welche die Federelemente vor dem Ineinanderfügen der Verzahnun gen über den Grad der Vorspannung im normalen Betriebszustand hinaus vorspannbar sind.
Um die An schlagmittel nach dem ersten Eingriff der Verzahnungen beim Ineinanderfügen selbsttätig in eine unwirksame Stellung zurückzuführen, werden die Anschlagmittel vor zugsweise von in Achsrichtung der Verzahnungen schwenkbar an den Federelementen angeordneten Hebeln gebildet, die beim Ineinanderfügen der Verzahnungen von dem die andere Verzahnung tragenden Element aus einer die Biegefeder von einer Anschlagfläche abdrük- kenden Stellung in eine die Biegfeder freigebende Stellung verschwenkbar sind.
Eine besonders einfache Ausge staltung der Anschlagmittel ergibt sich dadurch, dass die schwenkbaren Hebel selbst aus Federmaterial bestehen und an den sich in den Aussparungen der Verzahnung abstützenden freien Enden Vorsprünge tragen, die beim Ineinanderfügen der Verzahnungen in Ausnehmungen oder Durchbrechungen innerhalb der Biegefedern einfal len.
Der Erfindungsgegenstand wird nachstehend anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbei spiels näher erläutert.
Es zeigen: Fig. 1 teilweise in Seitenansicht und teilweise im Axialschnitt nach Linie 1-1 in Fig.2 die spielfreie Kerbzahnverbindung zwischen dem drehbaren Gehäuse eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers und dem Schwungrad einer Antriebsmaschine, bevor die Verzah nungen vollständig ineinandergefügt sind, Fig. 2 eine teilweise weggebrochene Stirnansicht auf das Antriebsende des hydrodynamischen Drehmoment- wandlers nach Linie 2-2 in Fig. 1,
wobei zur Verdeutli chung die Darstellung des Schwungrades weggelassen ist, Fig. 3 einen Ausschnitt aus Fig. 1 nach dem endgülti gen Zusammenfügen der Verzahnungen, Fig.4 einen Ausschnitt aus Fig.2 in vergrössertem Massstab, Fig. 5 eine Darstellung ähnlich Fig. 4 mit einem ab geänderten Ausführungsbeispiel der Erfindung.
In der Zeichnung sind gleich ausgebildete und gleich wirkende Teile mit denselben Bezugsziffern versehen.
Der in Fig. 1 in seiner Gesamtheit mit 10 bezeichnete hydrodynamische Drehmomentwandler enthält innerhalb einer mit Strömungsmittel gefüllten torroidförmigen Ar beitskammer 11 in bekannter Weise einen Pumpenschau felkranz 12, zwei Turbinenschaufelkränze 14 und 16 sowie einen Reaktionsschaufelkranz 18. Der Turbinen schaufelkranz 16 sitzt an einem Turbinenrad 20, das von einer inneren Hohlwelle 22 getragen wird und mit dieser drehfest verbunden ist. Der Reaktionsschaufelkranz 18 sitz an einem Reaktionsrad 24, das von einer die Hohlwelle 22 koaxial umschliessenden Hohlwelle 26 getragen wird und mit dieser drehfest verbunden ist.
Der Turbinenschaufelkranz 14 ist an dem Turbinenschaufel kranz 16 mittels eines Kernringes 28 gehalten.
Die Hohlwellen 22, 26 führen die von dem Strö mungsmittel in der Arbeitskammer 11 auf die Schaufel kränze 14, 16, 18 ausgeübten Drehmomente einem (nicht dargestellten) mechanischen Getriebe zu, das sich unmit telbar an den hydrodynamischen Drehmomentwandler anschliessen kann und in den meisten Fällen als Plane tengetriebe ausgebildet sein wird. Von der Abtriebswelle des mechanischen Getriebes wird das Drehmoment beispielsweise auf die Antriebsräder eines Kraftfahrzeu ges übertragen, bei dessen Vorwärtsfahrt für gewöhnlich die Turbinenwelle 22 mit der Abtriebswelle des mechani- schen Getriebes starr verbunden wird.
Der Pumpenschaufelkranz 12 des Drehmomentwand- lers 10 sitzt an einem Pumpenrad 30, das zwischen einer vorderen Gehäuseschale 32 und einer hinteren Gehäuse schale 34 unter Zwischenlage einer Ringscheibe 36 mittels Schraubbolzen 38 verspannt ist. Die hintere Gehäuseschale 34 wird von einer dritten Hohlwelle 40 getragen, mit deren Flanschteil 42 die Gehäuseschale 34 bei 44 verschraubt ist. Die Hohlwelle 40 ist mittels eines Kugellagers 46 in einem feststehenden Flanschgehäuse 48 des mechanischen Getriebes gelagert.
Die vordere Gehäuseschale 32 trägt einen nach einwärts gerichteten nabenförmigen Ansatz 50, der ein auf dem vorderen Ende der Turbinenwelle 22 sitzendes Zylinderrollenlager 52 aufnimmt. Eine in das vordere Ende der Turbinenwelle 22 eingeschraubte Flanschhülse 54 hält das Zylinderrollenlager 52 auf der Turbinenwelle 22 in Stellung und ragt mit ihrem äusseren Ende dichtend in eine ausgebuchste zentrale Sackbohrung 56 des vorde ren Gehäuseteils 32, von welcher mindestens eine im wesentlichen radial gerichtete Bohrung 58 zu einer Ar beitskammer 60 innerhalb der Gehäuseschale 32 führt,
die durch einen auf dem Ansatz 50 axial verschieblich geführten Ringkolben 62 abgeschlossen ist.
Zwischen dem Zylinderrollenlager 52 und dem Turbi nenrad 20 ist auf der Turbinenwelle 22 in drehfester Verbindung ein stirnverzahntes Kupplungsrad 64 ange ordnet, das eine innenverzahnte und auf beiden Stirnsei ten mit Reibbelägen versehene Kupplungsscheibe 66 trägt, die von dem Ringkolben 62 in reibungsschlüssige Anlage gegen die als Kupplungsgegenscheibe dienende Ringscheibe 36 gepresst werden kann.
In die Turbinenwelle 22 ist ein zentrales Rohr 68 eingesetzt, dessen vorderes Ende in die Flanschhülse 54 ragt. Der zwischen der Aussenwandung des Rohres 68 und der Innenwandung der hohlen Turbinenwelle 22 gebildete Kanal 70 ist am vorderen Ende durch eine Kolbendichtung 72 gegenüber dem Inneren des Rohres 68 und der Flanschhülse 54 abgedichtet und steht über Radialöffnungen 74 in der Turbinenwelle 22 und Radial öffnungen 76 im Tragrag 64 in ständiger Verbindung mit der Arbeitskammer 11 des hydrodynamischen Drehmo- mentwandlers 10 sowie dem die Kupplungsscheibe 66 aufnehmenden Raum 73 an der Aussenseite des Ringkol bens 62.
Die Kupplungsscheibe 66 bildet zusammen mit der Kupplungsgegenscheibe 36 eine Direktkupplung, durch welche der Pumpenteil und der Turbinenteil des hydro dynamischen Drehmomentwandlers mechanisch mitein ander verbindbar sind.
Im Wandlerbetrieb des hydrody namischen Drehmomentwandlers werden die Arbeits kammer 11 des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 10 und der die Kupplungsscheibe 66 aufnehmende Raum 73 unter einem bestimmten Flüssigkeitsdruck gehalten, der von einer (nicht dargestellten) Druckflüssigkeitsquelle durch den Kanal 70 und die Radialöffnungen 74, 76 zugeführt wird. Während dessen ist die Arbeitskammer 60 auf der Rückseite des Ringkolbens 62 über die Radialbohrungen 58, die Sackbohrung 56 und das Innere des Zentralrohres 68 entlüftet.
Sollen die Direktkupplung eingerückt und der Wand- ler ausgeschaltet werden, dann wird der Arbeitskammer 60 üb--r das Zentralrohr 68, die Sackbohrung 56 und die Radialbohrung 58 Flüssigkeitsdruck zugeführt, und die Arbeitskammer 11 des hydrodynamischen Drehmoment- wandlers 10 und der Raum 73 werden über den Kanal 70 entlüftet, wodurch der Ringkolben die Kupplungsscheibe 66 gegen die Kupplungsgegenscheibe 36 anpresst.
Wie weiterhin aus den Fig. 1 und 2 ersichtlich ist, trägt die vordere Kupplungsschale 32 an ihrer Stirnseite einen axial vorspringenden Kragen 78 mit einer Aussen verzahnung 80, die der Innenverzahnung 82 eines her kömmlichen topf- oder schalenförmigen Schwungrades 84 angepasst ist. Das Schwungrad 84 enthält Schraublö- cher 86 zum Anschrauben an das flanschförmige Wellen ende einer Antriebsmaschine, beispielsweise einer Brenn- kraftmaschine.
Der Kragen 78 weist, wie Fig. 2 zeigt, an beispielswei se vier gleichmässig am Umfang verteilten Stellen Aus sparungen 88 auf. Eine entsprechende Anzahl von Kon solen 90 ist gegen eine vorspringende ringförmige Pass- fläche 92 an der Stirnseite der vorderen Gehäuseschale 32 mittels Schraubbolzen 94 und Muttern 96 verschraubt. Die Durchführung der Schraubbolzen 94 durch entspre chende Bohrungen in der Gehäuseschale 32 ist auf deren Innenseite durch eine Ringdichtung 98 abgedichtet.
Jede Konsole weist einen nach auswärts abgewinkelten Teil 100 auf, gegen welchen mittels einer Schraube 102 das eine Ende einer U-förmige Biegefeder 104 aus im Querschnitt rechteckigen Federstahl festgeschraubt ist. Die verlängerten freien Schenkel der Biegefedern 104 ragen in die Aussparungen 88 des Kragens 78 und sind an den Enden 106 mindestens auf der in Fig. 2 und 4 nach rechts gerichteten Aussenseite zahnförmig abge schrägt. Die zahnförmig abgeschrägten Enden 106 liegen auf dem Teilkreis der Aussenverzahnung 80 und ersetzen je eine Zahnflanke der Aussenverzahnung 80 im Bereich einer Aussparung 88.
Die Richtung des vom Schwungrad auf das Wandlergehäuse übertragenen Drehmoments ist in den Fig. 2 und 4 durch einen Drehrichtungspfeil ange deutet. Im zusammengefügten Zustand der Verzahnungen 80, 82 sind die U-förmigen Biegefedern 104 derart vorgespannt, dass sie sich zu strecken versuchen.
In dieser Stellung die in Fig.4 mit ausgezogenen Linien dargestellt ist, üben die Biegefedern 104 auf die Innenver zahnung 82 des Schwungrades 84 eine Kraft in Richtung des vom Schwungrad auf das Wandlergehäuse übertrage nen Drehmoments aus, durch welche die Verzahnungen 80, 82 in eine der Richtung des zu übertragenden Drehmoments entsprechende Anlage ihrer Zahnflanken gedrückt werden. Diese Anlage wird von den Biegefedern 104 auch dann aufrechterhalten, wenn das Antriebsmo ment auf Null sinkt oder sogar negative Werte erreicht, sofern diese negativen Werte nicht das von den Biegefe dern 104 ausgeübte Andrucksmoment übersteigen.
Zur Erleichterung der Ineinanderfügung der Verzah nungen sind an den Biegefedern 10.4 Federzungen<B>108</B> mittels Nieten 110 schwenkbar angelenkt. Die Federzun gen 108 tragen an ihren gleichfalls in die Aussparungen 88 hineinragenden Enden angenietete Vorsprünge 112, die in der in Fig. 3 eingezeichneten Stellung der Federzungen 108 in Ausnehmungen oder Durchbrechun- gen 114 in den Biegefedern 106 eingreifen, wie dies in Fig. 4 mit ausgezogenen Linien dargestellt ist.
Gleichzei tig stützen sich die Federzungen 108 aufgrund ihrer verhältnismässig geringen Eigenfederung gegen die End- wände der Aussparungen ab.
Vor dem Ineinanderfügen der Verzahnungen 80, 82 werden die Federzungen 106, wie in Fig. 1 dargestellt, um einen geringen Winkelbetrag von der Gehäuseschale 32 weg verschwenkt, so dass die Vorsprünge 112 neben die Durchbrechungen 114 auf die Oberfläche der Biegefe dern 104 zu liegen kommen, sich aber gleichzeitig weiterhin nach rückwärts gegen die Endwandung der Aussparung 86 abstützen.
Hierdurch werden, wie in Fig.4 gestrichelt eingezeichnet ist, die Biegefedern 104 zusätzlich in einem solchen Mass vorgespannt, dass die abgeschrägten Federenden 108 eine Stellung einnehmen, die genau der Teilung der Aussenverzahnung 80 ent spricht. In dieser Stellung lassen sich die Verzahnungen mühelos ineinanderfügen.
Um die zusätzliche Verspannung der Biegefedern 104 nach dem Ineinandergreifen der Verzahnungen wieder zu beseitigen, sind die Federzungen 108 mit von der Gehäu seschale 32 wegweisenden Ansätzen 116 versehen. Die Ansätze 116 werden, wie Fig. 1 zeigt, beim Zusammenfü gen der Verzahnungen, wenn diese Zähne gerade ineinan- dergegriffen haben, von der inneren Stirnfläche des Schwungrades 84 erfasst,
und die Federzungen 108 werden beim weiteren Ineinanderfügen der Verzahnun gen zurückgedrückt so dass die Vorsprünge 112 in die Durchbrechungen 114 gemäss der Darstellung in Fig.3 einschnappen und die Biegefedern 104 zur Ausübung einer Vorspannkraft auf die Innenverzahnung 80 freige ben.
Wie Fig. 1 zeigt, trägt das Schwungrad 84 ausserhalb der Innenverzahnung 82 einen radial nach aussen ver stärkten krageförmigen Ansatz 118, der eine zylindrische Dichtungsfläche 120 am Kragen 78 der Gehäuseschale 32 übergreift. In eine Ringnut in der Zylinderfläche 120 ist ein O-Ring 122 eingesetzt, der gegen die zylindrische Innenfläche des kragenförmigen Ansatzes 118 dichtend anliegt. Durch diese Ausbildung wird der die Verzahnun gen 80, 82 enthaltende Raum zwischen Schwungrad 84 und Gehäuseschale 32 nach aussen abgedichtet und kann zur Schmierung der Zahnflanken mit Schmieröl angefüllt werden.
Durch den Umlauf im Betrieb genügen schon verhältnismässig geringe Ölmengen, um die Verzahnun gen ringsum ausreichend mit Schmieröl zu versorgen.
Bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 bis 4 sind die Zahnflanken der Verzahnungen 80, 82 gerade ausge führt, und die Flankenwinkel stimmen überein. Dadurch legen die einander berührenden Zahnflanken auf ihrer gesamten Fläche gegeneinander an, wenn das Schwung rad 84 und der hydrodynamische Drehmomentwandler genau zueinander zentriert sind. Die Stellung wird infolge der Vorspannkräfte der Biegefedern 104 auch aufrechter halten, wenn kein Antriebsmoment vorhanden ist.
Fig. 5 zeigt ein abgeändertes Ausführungsbeispiel der Erfindung mit evolventenförrnigen Zahnflanken an den Verzahnungen 124, 126. Entsprechend weist auch die in Vorspannrichtung weisende Flanke des Federendes 128 jeder Biegefeder 130 Evolventenform auf. Diese Evolven- te ist jedoch stärker gekrümmt und entspricht der Zahnflankenform eines Stirnrades mit dem Drehzentrum <B>132,</B> das den ideellen Schwenkpunkt der Biegefeder 130 bildet.
Hierdurch wird sichergestellt, dass das Ende 128 der Biegefeder 130 stets zwischen dem Zahnkopf und dem Zahnfuss Flankenberührung mit der Inneverzah- nung 124 hat. Vom Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 bis 4 abweichend besteht die Biegefeder 128 beim Ausfüh rungsbeispiel nach Fig.5 ferner mit der Konsole aus einem Stück und ist nur um 90 gebogen.
Die Erfindung ist nicht auf das in der Zeichnung dargestellte Ausführungs- und Anwendungsbeispiel be schränkt. Die in der Zeichnung dargestellte Ausführung des Drehmomentwandlers bildet keine Voraussetzung für die Anwendung der Erfindung.
Arrangement for eliminating the circumferential backlash in a serrated connection with axial displaceability between the coupled elements in a drive train with normally constant direction of rotation. The invention relates to serrated connections with axial displacement between the coupled elements in a drive train with normally constant direction of rotation and relates mainly to the elimination of the unavoidable circumferential backlash in such connections.
In addition, the invention also relates to the automatic mutual centering tion of the coupled elements under all operating conditions.
Serrated connections are often used when coupling a hydrodynamic transmission to a drive machine, in particular an internal combustion engine. The flywheel of the drive machine carries one toothing of this type of coupling, which engages in a counter-toothing arranged on the rotating housing of the hydrodynamic torque converter.
The serrated connection creates simple Mon day conditions, allows limited axial movements between the coupled elements in order to circumferential direction, as they are mainly caused by temperature influences, and does not require an exact equiaxity of the coupled elements, which can never be achieved in practice.
With these properties, the serration connection is superior to both a simple flange connection with fitting bolts and a flexible disk or star connection. Flange connections are also stiff in the circumferential direction, but they require precise alignment of the axes in order to avoid tension in the elements to be coupled in the bearings and do not permit any relative axial movements under changing temperatures.
On the other hand, flexible disk and star connections allow a small angle between the axes as well as limited relative axial movements; however, a certain flexibility in the circumferential direction cannot be ruled out. Both of the aforementioned connection types are also cumbersome and time-consuming to assemble and take up a relatively large amount of space.
With a serrated connection, damaging axial loads on the bearings can only be avoided and easy assembly can only be guaranteed if the teeth interlock without a press fit. This brings a certain amount of play in the circumferential direction between tween the gears because of the unavoidable manufacturing tolerances and the necessary consideration of Wärmeaus expansions.
The torque of a prime mover, especially an internal combustion engine, is not constant. In particular, when starting an internal combustion engine from the cold state, the torque pulsates considerably. The consequence of this is a non-uniformity of the rotary motion. The counter-torque of the parts to be driven, for example the wheels of a vehicle, is also not constant. As a result, particularly when the hydrodynamic-mechanical transmission has a direct coupling and this is switched on, considerable torsional vibrations can occur, through which the engagement torque is temporarily reversed.
The inevitable backlash leads to mutual impact stresses on the coupled elements which, in addition to the emergence of unpleasant noises and the knocking out of the tooth flanks, result in the gradual destruction of part connections on the coupled elements and auxiliary machines connected to them.
Even the known lubrication of the tooth flanks with oil does not eliminate this disadvantage. Although the oil film dampens the impact stresses to a certain extent, this damping is not sufficient to completely and safely eliminate the destructive effects of the still existing impact stresses.
Achieving this is the object of the invention, which consists in the fact that part of the groove flanks in at least one of the intermeshing teeth is carried by spring elements which are biased against the direction of the circumferential forces acting on this toothing.
In some applications, under certain operating conditions, the direction of the torque to be transmitted by the serrated connection is reversed. This is especially the case with vehicle drives when the vehicle rolls downhill under the action of gravity and the engine is used for braking. In these cases, however, the torque to be transmitted in the opposite direction is usually considerably smaller than the torque under normal drive conditions.
Since there is no lifting of the tooth flanks even with such a torque reversal and no impact stresses on the gears occur during the transition to normal drive conditions, the inventive arrangement for eliminating the tooth play is expediently designed so that the preload of the spring elements is at least that during braking the driving machine corresponds to the braking torque to be transferred.
The tooth flanks can have any known flank shape. In applications in which no additional centering effect of the serrated connection is required, straight tooth flanks with a radial or at least approximately radial profile can be used ver.
Such tooth flanks already have a certain centering effect when engaged under load. Exact centering, as is particularly necessary when at least one of the elements to be coupled, such as the rotating housing of a hydrodynamic gearbox, is cantilevered, however, in most cases, it is necessary to use different radial directions,
in particular involute-shaped or similarly curved flank profiles. In these cases, the arrangement results in a good centering effect even when there is no drive torque. This is particularly important for high-speed systems. The pretensioning of the spring elements is therefore expediently selected in such cases so that the centering force exerted thereby exceeds the unbalance forces of the non-supported coupling element.
Despite this high preload, the axial mobility of the coupled elements is not impaired. The tooth flanks carried by the spring elements expediently have an involute profile which corresponds to that of the tooth flank of a spur gear mounted in the ideal pivot center of the spiral spring. This design ensures that the tooth flanks on the spiral springs and the mating teeth touch flat and not only edge contact takes place at the tooth tip or root, which could result in inadmissible surface pressures.
The tooth flanks carried by the spring elements preferably form part of the external toothing. This makes it easier to maintain an oil filling for the lubrication of the tooth flanks, for which purpose, in a further embodiment of the invention, the element carrying the internal toothing engages sealingly over the other element with a collar-shaped projection adjoining the internal toothing.
The oil film created by an oil filling in the sealed toothing serves le diglich to reduce the forces still required for axial movement between the coupled elements and to prevent electronic corrosion phenomena on the tooth flanks.
On the other hand, there is no need to dampen impact loads, as these are switched off from the start. The attachment on the element carrying the internal toothing expediently interacts with an O-ring arranged on the other element, as a result of which the frictional forces occurring at the sealing point are kept small and a complete seal is nevertheless achieved.
In one embodiment of the subject matter of the invention, the spring elements are formed from spiral springs arranged in recesses of the element carrying the associated toothing, the radially directed free ends of which have tooth flank profile on at least one side.
The interlocking of the serrated connection during assembly can, according to another embodiment of the subject matter of the invention, be significantly simplified by adjustable stop means, by means of which the spring elements can be biased beyond the degree of bias in the normal operating state before the interlocking of the teeth.
In order to automatically return the stop means to an inactive position after the first engagement of the teeth when they are inserted into one another, the stop means are preferably formed by levers pivotably arranged in the axial direction of the teeth on the spring elements, which when the teeth are interlocked from the element carrying the other teeth a position that pushes the spiral spring away from a stop surface can be pivoted into a position that releases the flexible spring.
A particularly simple design of the stop means results from the fact that the pivotable levers themselves are made of spring material and have projections on the free ends supported in the recesses of the toothing, which fall into recesses or perforations within the spiral springs when the toothings are inserted into one another.
The subject of the invention is explained in more detail below with reference to a game Ausführungsbei shown in the drawing.
1 shows the backlash-free serrated connection between the rotatable housing of a hydrodynamic torque converter and the flywheel of a prime mover before the gears are fully interlocked, FIG. 2 shows a partially side view and partially in an axial section along line 1-1 in FIG Partly broken away front view of the drive end of the hydrodynamic torque converter along line 2-2 in FIG. 1,
whereby the illustration of the flywheel is omitted for clarification, Fig. 3 shows a detail from Fig. 1 after the final assembly of the teeth, Fig. 4 shows a detail from Fig. 2 on an enlarged scale, Fig. 5 shows a view similar to Fig. 4 with a modified embodiment from the invention.
In the drawing, identically designed and identically acting parts are provided with the same reference numerals.
The hydrodynamic torque converter, designated in its entirety by 10 in FIG. 1, contains a pump blade ring 12, two turbine blade rings 14 and 16 and a reaction blade ring 18 within a toroidal working chamber 11 filled with fluid in a known manner. The turbine blade ring 16 sits on a turbine wheel 20 , which is carried by an inner hollow shaft 22 and is rotatably connected to this. The reaction blade ring 18 is seated on a reaction wheel 24 which is carried by a hollow shaft 26 which coaxially surrounds the hollow shaft 22 and which is connected to it in a rotationally fixed manner.
The turbine blade ring 14 is held on the turbine blade ring 16 by means of a core ring 28.
The hollow shafts 22, 26 feed the torques exerted by the flow medium in the working chamber 11 on the blade wreaths 14, 16, 18 to a mechanical transmission (not shown) that can be connected directly to the hydrodynamic torque converter and in most cases will be designed as a planetary gear. The torque is transmitted from the output shaft of the mechanical transmission, for example, to the drive wheels of a motor vehicle, during the forward travel of which the turbine shaft 22 is usually rigidly connected to the output shaft of the mechanical transmission.
The pump blade ring 12 of the torque converter 10 is seated on a pump wheel 30 which is clamped between a front housing shell 32 and a rear housing shell 34 with an annular disk 36 in between by means of screw bolts 38. The rear housing shell 34 is carried by a third hollow shaft 40, with the flange part 42 of which the housing shell 34 is screwed at 44. The hollow shaft 40 is supported by means of a ball bearing 46 in a stationary flange housing 48 of the mechanical transmission.
The front housing shell 32 carries an inwardly directed hub-shaped extension 50 which receives a cylindrical roller bearing 52 seated on the front end of the turbine shaft 22. A flange sleeve 54 screwed into the front end of the turbine shaft 22 holds the cylindrical roller bearing 52 in position on the turbine shaft 22 and protrudes with its outer end sealingly into a bulged central blind bore 56 of the front housing part 32, of which at least one essentially radially directed bore 58 leads to a working chamber 60 within the housing shell 32,
which is closed by an annular piston 62 guided axially displaceably on the projection 50.
Between the cylindrical roller bearing 52 and the Turbi nenrad 20 a spur-toothed clutch wheel 64 is arranged on the turbine shaft 22 in a rotationally fixed connection, which carries an internally toothed clutch disc 66 provided on both Stirnsei th with friction linings, the ring piston 62 in frictional contact against the than Clutch counter disk serving ring disk 36 can be pressed.
A central tube 68 is inserted into the turbine shaft 22, the front end of which protrudes into the flange sleeve 54. The channel 70 formed between the outer wall of the pipe 68 and the inner wall of the hollow turbine shaft 22 is sealed at the front end by a piston seal 72 from the interior of the pipe 68 and the flange sleeve 54 and is via radial openings 74 in the turbine shaft 22 and radial openings 76 in the Support bracket 64 in constant connection with the working chamber 11 of the hydrodynamic torque converter 10 and the space 73 on the outside of the annular piston 62 that accommodates the clutch disk 66.
The clutch disc 66 together with the clutch counter disc 36 forms a direct clutch, through which the pump part and the turbine part of the hydrodynamic torque converter can be mechanically connected to each other.
In converter mode of the hydrodynamic torque converter, the working chamber 11 of the hydrodynamic torque converter 10 and the space 73 receiving the clutch disc 66 are kept under a certain fluid pressure, which is supplied from a pressure fluid source (not shown) through the channel 70 and the radial openings 74, 76. During this, the working chamber 60 on the rear side of the annular piston 62 is vented via the radial bores 58, the blind bore 56 and the interior of the central tube 68.
If the direct clutch is to be engaged and the converter switched off, then the working chamber 60 is supplied with fluid pressure via the central pipe 68, the blind bore 56 and the radial bore 58, and the working chamber 11 of the hydrodynamic torque converter 10 and the space 73 become vented via the channel 70, whereby the annular piston presses the clutch disc 66 against the clutch counter disc 36.
As can also be seen from FIGS. 1 and 2, the front clutch shell 32 carries an axially protruding collar 78 with an external toothing 80 which is adapted to the internal toothing 82 of a conventional pot-shaped or shell-shaped flywheel 84 on its end face. The flywheel 84 contains screw holes 86 for screwing onto the flange-shaped shaft end of a drive machine, for example an internal combustion engine.
As shown in FIG. 2, the collar 78 has recesses 88 at four locations evenly distributed around the circumference. A corresponding number of brackets 90 are screwed against a projecting annular fitting surface 92 on the end face of the front housing shell 32 by means of screw bolts 94 and nuts 96. The implementation of the bolts 94 through corre sponding holes in the housing shell 32 is sealed on the inside by an annular seal 98.
Each bracket has an outwardly angled part 100, against which one end of a U-shaped spiral spring 104 made of spring steel with a rectangular cross section is screwed by means of a screw 102. The extended free legs of the spiral springs 104 protrude into the recesses 88 of the collar 78 and are beveled at the ends 106 at least on the outside facing to the right in FIGS. 2 and 4 tooth-shaped abge. The tooth-shaped beveled ends 106 lie on the pitch circle of the external toothing 80 and each replace a tooth flank of the external toothing 80 in the area of a recess 88.
The direction of the torque transmitted from the flywheel to the converter housing is indicated in FIGS. 2 and 4 by a direction of rotation arrow. When the teeth 80, 82 are joined together, the U-shaped spiral springs 104 are pretensioned in such a way that they try to stretch.
In this position, which is shown in Figure 4 with solid lines, the spiral springs 104 exert on the internal teeth 82 of the flywheel 84 a force in the direction of the torque transmitted from the flywheel to the converter housing, through which the teeth 80, 82 in a the direction of the torque to be transmitted corresponding contact of their tooth flanks are pressed. This system is also maintained by the spiral springs 104 when the drive torque drops to zero or even reaches negative values, provided that these negative values do not exceed the pressure torque exerted by the flexible springs 104.
To facilitate the interlocking of the teeth, spring tongues 108 are hinged to the spiral springs 10.4 by means of rivets 110 so that they can pivot. The spring tongues 108 have projections 112 riveted into the recesses 88 at their ends, which, in the position of the spring tongues 108 shown in FIG. 3, engage in recesses or openings 114 in the spiral springs 106, as in FIG is shown in solid lines.
At the same time, the spring tongues 108 are supported against the end walls of the recesses due to their relatively low natural springiness.
Before the teeth 80, 82 are interlocked, the spring tongues 106, as shown in FIG. 1, are pivoted away from the housing shell 32 by a small angle so that the projections 112 come to rest next to the openings 114 on the surface of the bending springs 104 , but at the same time continue to be supported backwards against the end wall of the recess 86.
As a result, as shown in dashed lines in FIG. 4, the spiral springs 104 are additionally preloaded to such an extent that the beveled spring ends 108 assume a position that corresponds exactly to the pitch of the external toothing 80. In this position, the teeth can be easily fitted into one another.
In order to eliminate the additional tension of the spiral springs 104 after the meshing of the teeth again, the spring tongues 108 are provided with approaches 116 pointing away from the housing shell 32. As FIG. 1 shows, the projections 116 are grasped by the inner end face of the flywheel 84 when the toothings are joined together, when these teeth have just meshed with one another.
and the spring tongues 108 are pushed back when the teeth are further inserted into one another so that the projections 112 snap into the openings 114 as shown in FIG. 3 and the spiral springs 104 are released to exert a biasing force on the internal teeth 80.
As FIG. 1 shows, the flywheel 84 carries outside the internal toothing 82 a radially outwardly reinforced ver collar-shaped projection 118 which overlaps a cylindrical sealing surface 120 on the collar 78 of the housing shell 32. An O-ring 122 is inserted into an annular groove in the cylinder surface 120 and rests against the cylindrical inner surface of the collar-shaped projection 118 in a sealing manner. With this design, the space between the flywheel 84 and the housing shell 32 containing the teeth 80, 82 is sealed to the outside and can be filled with lubricating oil to lubricate the tooth flanks.
Due to the circulation in operation, even relatively small amounts of oil are sufficient to supply the gears with sufficient lubricating oil all around.
In the embodiment of FIGS. 1 to 4, the tooth flanks of the gears 80, 82 are straight out leads, and the flank angles match. As a result, the tooth flanks contacting one another rest against one another over their entire surface when the flywheel 84 and the hydrodynamic torque converter are precisely centered with one another. The position will also keep upright due to the biasing forces of the spiral springs 104 when there is no drive torque.
5 shows a modified embodiment of the invention with involute tooth flanks on the toothings 124, 126. Correspondingly, the flank of the spring end 128 of each spiral spring 130 pointing in the pretensioning direction also has an involute shape. This involute, however, is more curved and corresponds to the tooth flank shape of a spur gear with the center of rotation 132, which forms the ideal pivot point of the spiral spring 130.
This ensures that the end 128 of the spiral spring 130 always has flank contact with the internal toothing 124 between the tooth tip and the tooth root. Unlike the embodiment according to FIGS. 1 to 4, the spiral spring 128 in the exemplary embodiment according to FIG. 5 also consists of one piece with the console and is only bent by 90.
The invention is not limited to the embodiment and application example shown in the drawing. The embodiment of the torque converter shown in the drawing is not a prerequisite for the application of the invention.