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Die
Erfindung betrifft eine Getriebeeinheit mit Überlastschutz sowie eine Stelleinrichtung,
insbesondere eine Kraftfahrzeug-Feststellbremse.
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In
einem Kraftfahrzeug werden unterschiedlichste Stellteile, wie zum
Beispiel die Seitenfenster, Sitzelemente oder auch die Feststellbremse
mit Kraftfahrzeug-Stellantrieben bewegt und positioniert. Solche
Stellantriebe weisen zumeist eine Getriebeanordnung und einen fremdkraftbetriebenen
Antrieb, in der Regel einem Elektromotor, auf. Um zu hohe Drehmomente
oder Kräfte
bei der Kraftübertragung von
dem Antrieb auf die Getriebeeinheit und die nachgelagerte Stellmechanik
und damit verbundene Beschädigungen
der Stellmechanik oder des Stellantriebes selbst zu vermeiden, kann
ein solcher Stellantrieb mit einem Überlastschutz nach Art einer
Rutschkupplung innerhalb des Getriebes ausgestattet sein. Aus Sicherheitsgründen ist
es dabei erforderlich, dass das Durchrutschmoment für beide
Drehrichtungen, also zum Beispiel für das Anziehen und das Lösen einer
Feststellbremse, gleich ist. Hierfür sind Rutschkupplungen nach
Art einer Axialverzahnung zwischen zwei kooperierenden Getrieberädern, „Festrad" und „Rutschrad", mit fluchtenden
Zahnradachsen bekannt, die auf einer Antriebswelle angeordnet und über eine
konventionelle Axialverzahnung miteinander gekoppelt sind. Dabei
ist das Rutschrad axial verschiebbar sowie relativ zur Antriebswelle drehbar
gelagert und mittels eines Federelementes gegen das Festrad gespannt,
wodurch die Axialverzahnung mit definierter Kraft in Eingriff gehalten
wird. Zur Gewährleistung
eines für
beide Drehrichtungen gleichen Durchrutschmomentes erfolgt der Antrieb bzw.
Abtrieb über
eine geradverzahnte Radialverzahnung des Rutschrades. Solche geradverzahnten
Radialverzahnungen führen
jedoch zu erhöhten
Getriebegeräuschen,
die insbesondere bei einem Einsatz in Kraftfahrzeugen unerwünscht sind.
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Aus
dem Dokument
US 2,914,929 ist
beispielsweise eine so genannte Freilaufkupplung mit Rastverzahnung
offenbart, die in Antriebsdrehrichtung in festem Eingriff steht
und bei Belastung entgegen der Antriebsrichtung ausrückt.
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Um
eine Erhöhung
der Ausrückkraft
durch Reibung in der Keilverzahnung der axial ausrückenden
Abtriebswelle zu reduzieren ist die Keilverzahnung als Schrägverzahnung
ausgeführt.
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Eine
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine Getriebeeinheit
mit Überlastschutz
für eine Stelleinrichtung,
insbesondere für
eine Kraftfahrzeug-Feststellbremse, bereitzustellen, bei der die Durchrutschmomente
für beide
Drehrichtungen gleich oder nahezu gleich sind und die gleichwohl wesentlich
niedrigere Getriebegeräusche
ermöglicht. Diese
Aufgabe wird durch eine Getriebeeinheit mit Überlastschutz nach Anspruch
1 bzw. durch eine Stelleinrichtung mit einer solchen Getriebeeinheit nach
Anspruch 7 gelöst.
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Die
Getriebeeinheit mit Überlastschutz
weist dazu zwei koaxial fluchtend angeordnete, über eine Axialverzahnung gekoppelte
Getrieberäder
auf, wobei das erste Getrieberad, das „Rutschrad", axial beweglich angeordnet und mit
Hilfe eines Federelements axial gegen das zweite Getrieberad, ds „Festrad", angedrückt ist.
Dadurch wird die Axialverzahnung zwischen den beiden Getrieberädern mit definierter
Kraft gegen von der Axialverzahnung ausgeübte Ausrückkräfte in Eingriff gehalten.
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Erfindungsgemäß weist
zumindest das erste Getrieberad eine schräg verzahnte Radialverzahnung
auf, über
die es mit einem weiteren Getriebeelement (80) in Antriebsverbindung
steht. Darüberhinaus
weist die Axialverzahnung (11) eine asymmetrische Verzahnung
auf, die je nach Belastungsrichtung unterschiedlich große Ausrückkräfte in Axialrichtung erzeugt.
Durch die unterschiedlichen Ausrückkräfte werden
die sich aus der schräg
verzahnten Radialverzahnung ergebende Axialkräfte, die sich je nach Belastungsrichtung
der Zahnräder
zur Federkraft des Federelements addieren oder subtrahieren, so
ausgeglichen, dass sich in beiden Belastungsrichtungen ein betragsmäßig gleichgroßes oder
nahezu gleichgroßes
Durchrutschmoment einstellt.
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Durch
die Asymmetrie der Axialverzahnung kann so trotz der entstehenden
Axialkräfte
auf das Rutschrad ein für
beide Drehrichtungen gleiches oder zumindest nahezu gleiches Durchrutschmoment
erreicht werden. Mit anderen Worten: Die Asymmetrie der Axialverzahnung
erlaubt den Einsatz von geräuscharmen,
schräg
verzahnten Radialzahnrädern,
wobei für
beide Drehrichtungen das gleiche bzw. nahezu gleiche Durchrutschmoment
gewährleistet
werden kann.
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Vorteilhafte
Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben.
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Die
Asymmetrie der Axialverzahnung besteht vorzugsweise darin, dass
die Flankenwinkel (Winkel zwischen einer Senkrechten auf die Zahnradebene
und einer Zahnflanke) der sich jeweils an einem Zahn der Axialverzahnung
gegenüberliegenden Zahnflanken
betragsmäßig unterschiedlich
groß sind,
wobei der Flankenwinkel der in eine erste Drehrichtung weisenden
Zahnflanken der Zähne
der Axialverzahnung größer ist
als der Flankenwinkel der in die entgegengesetzte Drehrichtung weisenden
Zahnflanken. Dadurch sind auch die bei Belastung erzeugten, vom
Flankenwinkel abhängigen
axialen Ausrückkräfte der
Axialverzahnung auf das Rutschrad je nach Drehrichtung unterschiedlich
groß.
Dabei gilt: Je größer der
Flankenwinkel desto größer die
erzeugte Axialkraft und desto kleiner ist das Durchrutschmoment.
Mit diesen durch die Steigung der Zahnflanken verursachten axialen
Ausrückkräften unterschiedlichen
Betrages können
die durch die Schrägverzahnung
des Antriebsrades hervorgerufenen, ebenfalls drehrichtungsabhängigen Axialkräfte ausgeglichen
werden.
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Die
Flankenwinkel der Axialverzahnung sind dabei so gewählt, dass
sich aus der schräg
verzahnten Radialverzahnung ergebende Axialkräfte, die sich je nach Drehrichtung
der Zahnräder
zur Federkraft des Federelements addieren oder subtrahieren, so
ausgeglichen werden, dass für
jede Drehrichtung betragsmäßig gleiche
oder nahezu gleich Durchrutschmomente gewährleistet sind.
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In
einer weiteren Ausführungsform
der Erfindung ändert
sich der Flankenwinkel zusätzlich
mit dem Radius der Axialverzahnung. Mit anderen Worten ändert sich
die Steigung der Zahnflanken mit der Zahnbreite. Vorzugsweise ist
der Flankenwinkel am Innendurchmesser, also der Innenseite der Axialverzahnung
vergleichsweise steil/klein, während
er in Richtung Außendurchmesser,
also in Richtung der Außenseite
der Verzahnung immer flacher/größer wird.
Der Flankenwinkel nimmt also mit anderen Worten von innen nach außen zu.
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Durch
diesen sich mit dem Durchmesser ändernden
Flankenwinkel wird erreicht, dass sich der Verlauf der Zahnköpfe, Insbesondere
aber auch der Verlauf der Zahngründe,
jeweils auf einer Ebenen befinden, die senkrecht zur Zahnradachse
liegt. Dadurch wird sichergestellt, dass die gesamte Zahnkopfbreite
bis zur Entkopplung und zum damit verbundenen Durchrutschen im Eingriff
ist. Wäre
der Flankenwinkel über
den Durchmesser konstant, würde
die Zahnhöhe
mit zunehmendem Durchmesser wachsen. Beim Durchrutschen würden sich
die Zähne
nur in einem einzigen Punkt berühren
und sich daher vergleichsweise schnell abnutzen.
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Besonders
vorteilhaft ist es darüber
hinaus, wenn die Zahnflanken der Axialverzahnung leicht ballig ausgeführt sind,
so dass sich der Anlagepunkt auf einem definierten Durchmesser befindet,
im Hinblick auf welchen dann die Asymmetrie der Axialverzahnung
ausgelegt werden kann. Der Einfluss des tragenden Durchmessers der
Axialverzahnung auf das Durchrutschmoment kann darüber hinaus
auch dadurch minimiert werden, indem die Zahnbreite der Axialverzahnung
verringert wird.
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Mit
der Erfindung lassen sich in einem Zahnradgetriebe einer Kraftfahrzeug-Feststellbremse
geräuscharme
Stirnzahnräder
schräg
verzahnter Radialverzahnung einsetzen, ohne dass auf ein in beide Drehrichtungen
konstantes Durchrutschmoment verzichtet werden muss.
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Die
Erfindung wird nachfolgend anhand eines Ausführungsbeispieles beschrieben,
das mit Hilfe von Zeichnungen näher
erläutert
wird. Hierbei zeigen in vereinfachten schematischen Darstellungen:
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1 eine
Kraftfahrzeug-Feststellbremse,
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2 ein
Zahnradgetriebe in perspektivischer Ansicht,
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3 ein
Zahnradgetriebe in Explosionsansicht,
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4 ein
Zahnradgetriebe in Seitenansicht,
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5 ein
Zahnrad in Draufsicht,
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6 einen
Schnitt entlang der Linie AA aus 5,
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7 eine
Detailansicht zweier aneinanderliegender Zahnflanken der Axialverzahnung,
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8 eine
Darstellung der Zähne
entlang der Linie BB aus 5.
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Als
Ausführungsbeispiel
ist eine Getriebeeinheit 1 beschrieben, die in einer Kraftfahrzeug-Feststellbremse 100 zur Übertragung
einer Drehbewegung eines Elektromotors 50 auf eine Spindel 60 zur Betätigung eines
Bremszuges 70 dient, siehe 1. Die Getriebeeinheit 1 umfasst
zwei kooperierende Zahnräder 2, 7 mit
fluchtenden Zahnradachsen 21. Die Spindelmutter 80 wird
dabei von dem ersten Zahnrad 2 des Zahnradgetriebes 1 angetrieben,
siehe 2. Zu diesem Zweck verfügt das erste Zahnrad 2 über eine
schräg
verzahnte Radialverzahnung 3, die in eine entsprechend
ausgebildete Gegenverzahnung der Spindelmutter 80 eingreift.
Das erste Zahnrad 2 ist auf einer starren Welle 4 drehbar
gelagert und wird mit Hilfe einer Schraubenfeder 5, die sich
an einem Punkt 6 der Welle 4 abstützt, gegen das
zweite Zahnrad 7 gepresst, siehe 2 und 3.
Die Schraubenfeder 5 ist dabei an der Welle 4 mit
Hilfe von zwei Unterlegscheiben 8 und einem Sicherungselement 9 montiert.
Die Übertragung
der Drehbewegung des Elektromotors 50 von dem zweiten (treibenden)
Zahnrad 7 auf das erste (angetriebene) Zahnrad 2 erfolgt über eine
axiale Verzahnungen 11 beider Zahnräder 2, 7,
die zur Kraftübertragung
ineinander greifen, siehe 4.
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Bei
zu hohen Drehmomenten rutscht die Axialverzahnung 11 durch,
um eine Beschädigung
des Zahnradgetriebes 1 zu vermeiden. Es erfolgt dann keine
Kraftübertragung
mehr zwischen dem ersten und dem zweiten Zahnrad 2, 7.
Dabei ist es unabhängig,
in welcher Drehrichtung das Zahnradgetriebe 1 arbeitet,
d. h. ob die Kraftfahrzeug-Feststellbremse 100 angezogen
oder gelöst
wird.
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Das
zweite Zahnrad 7 ist drehfest mit der Welle 4 verbunden,
beispielsweise auf die Welle 4 aufgespritzt, d.h. axial
und radial gehalten, und wird – ebenfalls über eine
schräg
verzahnte Radialverzahnung 12 – mit Hilfe eines weiteren
Getriebeelements 90 mit einer korrespondierenden Verzahnung
durch den Elektromotor 50 angetrieben. Alternativ hierzu kann
das zweite, treibende Zahnrad 7 ebenso wie das erste, getriebene
Zahnrad 2 drehlose auf der Welle 4 gehalten werden.
Auch kann das zweite Zahnrad 7 anstelle einer Schrägverzahnung
auch eine Geradverzahnung oder aber eine beliebige andere Verzahnung
aufweisen oder aber auch völlig ohne
Radialverzahnung ausgestaltet sein und anderweitig angetrieben werden.
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Im
Betrieb erzeugt die schräg
verzahnte Radialverzahnung 3 des ersten Zahnrades 2 Axialkräfte, welche
die Wirkung der Federkraft der Schraubenfeder 5 beeinflussen.
Je nach Drehrichtung des ersten Zahnrades 2 wirken diese
Axialkräfte
mit der Federkraft der Schraubenfeder 5 oder entgegen der Feder kraft
der Schraubenfeder 5 und beeinflussen damit das maximal übertragbare
Drehmoment bis zum Ausrücken
der Verzahnung 11. Wirken die Axialkräfte gegen die Federkraft der
Schraubenfeder 5, so würde
dies ein früheres
Ausrücken
der Rutschkupplung bewirken. Wirken die Axialkräfte mit der Federkraft der
Schraubenfeder 5, so würden
höhere
Drehmomente übertragen
und die Rutschkupplung würde erst
später
durchrutschen. Das Durchrutschmoment des Zahnradgetriebes 1 ist
somit von der Federkraft der Schraubenfeder 5, den aufgrund
der schräg
verzahnten Radialverzahnung 3 des ersten Zahnrades 2 entstehenden
Axialkräften,
dem tragenden Durchmesser der Axialverzahnung 11 sowie
Reibungseffekten beeinflusst. Im Fall, dass das zweite Zahnrad 7 eine
schräg
verzahnte Radialverzahnung 12 aufweist, treten selbstverständlich auch
an dem zweiten Zahnrad 7 Axialkräfte auf. Dies spielt jedoch
in dem hier dargestellten Beispiel keine Rolle, da das zweite Zahnrad 7 fest
mit der Welle 4 verbunden ist.
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Um
nun das frührer
oder spätere
Ausrücken der
Rutschkupplung aufgrund der Axialkräfte an dem ersten Zahnrad 2 zu
verhindern, ist erfindungsgemäß vorgesehen,
die Axialverzahnung 11 zwischen den beiden Zahnrädern 2, 7 asymmetrisch
auszugestalten, siehe 5 und 6.
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Die
Auslegung der Asymmetrie der Axialverzahnung 11 erfolgt
erfindungsgemäß so, dass
der Drehmomentunterschied, der sich daraus ergibt, dass die sich
aus der schräg
verzahnten Radialverzahnung 3 ergebende Axialkraft in Abhängigkeit
von der Drehrichtung entweder zu der Federkraft der Schraubenfeder 5 hinzugerechnet
oder von dieser abgezogen werden muss, ausgeglichen wird. Mit anderen
Worten ist die Asymmetrie der Axialverzahnung 11 vorgesehen,
um die sich aus der schräg
verzahnten Radialverzahnung 3 ergebenden Axialkräfte auszugleichen,
die sich je nach Drehrichtung der Zahnräder 2, 7 zur
Federkraft addieren oder subtrahieren. Die konkrete Ausführung des
Flankenwinkels ist somit u.a. von den Eigenschaften der Radialverzahnung 3 des
ersten Zahnrades 2 abhängig.
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Wie
bereits in den 4 und 6 abgebildet,
ist die die Rutschkupplung ausbildende Axialverzahnung 11 der
beiden Zahnräder 2, 7 asymmetrisch ausgeführt. Im
Detail ist dies in 8 dargestellt. Für alle Zähne 22 der
Axialverzahnung 11 gilt dabei: Die in eine erste Drehrichtung 25 weisende
Zahnflanke 23 eines Zahnes 22 der Axialverzahnung 11 schließt mit der
Senkrechten 27 auf dem Zahnradumfang (hier unendlich groß dargestellt)
einen Flankenwinkel α ein
und die in eine zweite, gegenüberliegende Drehrichtung 26 weisende
Zahnflanke 24 des gleichen Zahnes einen Flankenwinkel β, wobei der
Betrag des Winkels α größer ist
als der Betrag des Winkels β,
(|α|>|β|). Mit anderen Worten sind
die in der einen Drehrichtung 25 beaufschlagten Zahnflanken 23 weniger
steil angeordnet als die bei einer Drehung in die entgegengesetzte
Drehrichtung 26 beaufschlagten Zahnflanken 24.
Durch die derart verschiedenen Flankenwinkel der Zahnflanken 23, 24 ergeben
sich bei betragsmäßig gleicher
Beaufschlagung mit einer Radialkraft FR (Drehmoment) sehr unterschiedliche axiale „Ausrückkräfte" FA (siehe
Kräfteparallelogramme
in 8). Dadurch werden die sich aus der schräg verzahnten
Radialverzahnung 3 ergebenden Axialkräfte, die sich je nach Drehrichtung 25, 26 der Zahnräder 2, 7 zur
Federkraft der Schraubenfeder 5 addieren oder subtrahieren,
ausgeglichen.
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In
der Drehrichtung in der sich die Federkraft und die Axialkraft der
Radialverzahnung addieren sind die Zahnflanken 23 mit größerem Flankenwinkel α im Eingriff
und es wirkt eine größere Ausrückkraft FA den addierten Kräften entgegen. Im umgekehrten Fall,
wenn die Axialkraft der Radialverzahnung der Federkraft entgegenwirkt
sind die Zahnflanken 24 mit kleinerem Flankenwinkel β im Eingriff
und es wirkt, bei betragsmäßig gleicher
Drehmomentbeaufschlagung nur eine kleinere Ausrückkraft FA der reduzierten
Federkraft entgegen.
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Im
Ergebnis bedeutet dies, dass das Durchrutschmoment in beiden Drehrichtungen
gleich oder nahezu gleich groß ist.
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Zugleich ändert sich
der Verzahnungswinkel auch mit dem Durchmesser der Axialverzahnung 11. Die
Steigung der Zahnflanke 13, also der Flankenwinkel, ist
am Innendurchmesser 14 der Axialverzahnung 11 sehr
steil, während
er am Außendurchmesser 15 deutlich
flacher ist. Die Axialverzahnung 11 trägt somit an ihrer Flanke über die
gesamte Zahnbreite 16 gleichmäßig. Dabei liegen für alle Zähne sowohl
der abgerundete Zahnkopf 17, als auch der abgerundete Zahngrund 18 jeweils
auf einer Ebene 19, 19' senkrecht zur Zahnradachse 21 (siehe 6). Bis
zum Durchrutschen ist daher die gesamte Zahnbreite 16 im
Eingriff.
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Wie
in 7 dargestellt sind die Zahnflanken 13 leicht
ballig ausgeführt,
um den Einfluss des (ggf. nicht konstanten) tragenden Durchmessers
der Axialverzahnung 11 auf das Durchrutschmoment zu verringern.
Mit anderen Worten sind die Zahnflanken 13 nicht eben,
sondern weisen einen Radius R auf, so dass sich eine von dem Innendurchmesser 14 hin
zu dem Außendurchmesser 15 verlaufende
Abrundung der Zahnflanken 13 ergibt. 7 zeigt
zur Verdeutlichung das Ineinandergreifen zweier Zahnflanken 13. Alternativ
oder zusätzlich
zu der leicht balligen Ausführung
kann auch die Zahnbreite der Axialverzahnung 11 insgesamt
verringert werden.