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Die
vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Einrichtung zur Reduzierung
von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe gemäß dem
Oberbegriff des Patentanspruchs 1. Des weiteren bezieht sich die
Erfindung auf ein Verfahren zur Reduzierung von Rasselgeräuschen
in einem Zahnradgetriebe.
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Rassel-
und Klappergeräusche entstehen durch Schwingungen unbelasteter
Zahnräder und Schaltungsteilen innerhalb ihres funktions-
und fertigungsbedingten Spiels und werden üblicherweise durch
Torsionsschwingungen der Getriebewellen verursacht.
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Wenn
die Amplitude der Torsionsschwingungen eine Schwelle überschreitet,
heben die nicht geschalteten Losräder des Getriebes von
ihrer Zugflanke ab und schwingen innerhalb des Zahnflankenspiels
hin und her, wobei die Amplitude der Torsionsschwingungen vom Massenträgheitsmoment
des Losrads und dem auf das Losrad verzögernd wirkenden
Schleppmoment abhängt; die Stöße beim
Auftreffen der Losteile an den Spielgrenzen sind die Ursache für
die entstehenden Geräusche, welche sowohl in der Neutralstellung
des Getriebes als auch während der Fahrt auftreten können.
Die Torsionsschwingungen der Getriebewellen werden durch die Ungleichförmigkeit
der Motordrehzahl aufgrund des periodischen Verbrennungsprozesses
verursacht, wobei die Maßnahmen zur Verbrauchs- und Emissionsreduzierung
die Ungleichförmigkeit des Verlaufs der Motordrehzahl erhöhen.
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Die
Schwingungen der Zahnräder werden direkt oder über
Lager als Körperschall auf die Wellen des Getriebes übertragen,
wobei der größte Teil über die Wellenlagerungen
an das Gehäuse übertragen wird, wo die Schwingungen
oft aufgrund von Resonanzeffekten in nachteiliger Weise verstärkt werden. Vom
Getriebegehäuse wird ein Teil der Schwingungen direkt als
Luftschall abgestrahlt, wobei ein anderer Teil als Körperschall über
die Getriebeaufhängungen an die Karosserie weitergeleitet
wird.
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Zur
Reduzierung der Rasselgeräusche ist aus dem Stand der Technik
bekannt, in einer Kupplungsscheibe angeordnete Torsionsdämpfer
zu verwenden, wobei dadurch der Nachteil entsteht, dass aufgrund
der Anordnung des Torsionsdämpfers in der Nähe
des Mittelpunktes der Kupplungsscheibe der Bauraum beschränkt
wird, was zu Problemen bei der Isolierung führt.
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Eine
weitere Möglichkeit die Rasselgeräusche zu reduzieren,
besteht darin, dass Zwei-Massenschwungräder verwendet werden;
diese werden in der Regel bei Luxusfahrzeugen oder bei Fahrzeugen
mit sehr hoher Geräuschentwicklung eingesetzt. Durch die
Verwendung von Zwei-Massenschwungrädern wird die Schwingungsfrequenz
derart verlagert, dass sie in einem nicht verwendeten Bereich liegt; üblicherweise
liegt die Schwingungsfrequenz unterhalb der Leerlaufdrehzahl des
Fahrzeugmotors. In nachteiliger Weise resultiert die Verwendung
von Zwei-Massenschwungrädern in einer signifikanten Kostenerhöhung.
Zudem kann beim Anlassen des Motors die auftretende Resonanz zu
einer Beschädigung der Zwei-Massenschwungräder
führen. Ein weiteres Problem kann bei sportlicher Fahrweise
entstehen; hierbei können die Massen bei einer schnellen
Kupplungsbetätigung aufeinanderprallen, wodurch eine sehr
hohe Drehmomentspitze entsteht.
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Des
weiteren ist aus dem Stand der Technik bekannt, zur Reduzierung
der Rasselgeräusche Tilger zur Schwächung der
Resonanzerscheinungen zu verwenden. Hierbei weist der Tilger dieselbe
Resonanzfrequenz aber eine entgegengesetzte Phase auf. Der konstruktive
Aufwand bei der Verwendung von Tilgern erweist sich aufgrund der
erforderlichen Abstimmung als hoch.
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Aus
dem Stand der Technik ist auch bekannt, Maßnahmen zur Reduzierung
der Rasselgeräusche zu ergreifen, welche auf einer Modifikation
der Zahnräder basieren.
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Aus
der
DE 4400874 A1 ist
beispielsweise ein Getriebe mit einer Antriebswelle, einer Abtriebswelle
und mit auf den Wellen angeordneten, einander zugeordneten Paarungen
von Fest- und Losteilen wie Zahnräder, Synchronringe, Schiebemuffen, Kupplungslamellen
u. dgl. bekannt, bei dem ein Rasseln und Klappern dadurch verhindert
wird, dass bei wenigstens einer der einander zugeordneten Paarungen
von Fest- und Losteilen die Teile durch Magnetkraft voneinander
abgestoßen werden. Insbesondere ist bei einer Zahnradpaarung
vorgesehen, dass jedes der einander zugeordneten Räder
durch Magnetkraft voneinander abgestoßen werden, wobei
der magnetische oder magnetisierte Werkstoff in einer Scheibe vorgesehen
ist, die auf der Stirnseite eines jeden der Zahnräder fest
aufliegt und die Scheiben eine über den Umfang gleich bleibend
ausgerichtete axiale Polarisierung aufweisen. Hierbei ist jedem Zahnrad
ein Pol zugewandt und der andere Pol abgewandt; den Polen an einem
Zahnrad liegen gleiche Pole am anderen Zahnrad gegenüber.
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Aus
der
DE 4426325 A1 geht
eine Anti-Klappervorrichtung für ein Paar von miteinander
kämmenden Zähnen in einem Getriebe hervor, zwischen denen
ein Spiel vorhanden ist, bei dem ein elastomeres Material auf einem
der Zahnräder mit Zähnen des anderen Zahnrades
in Kontakt steht, wobei das elastomere Material derart radial an
dem einen Zahnrad angeordnet ist, dass deren Außendurchmesser
größer als der Fußkreisdurchmesser des
damit versehenen Zahnrades ist. Bei der bekannten Vorrichtung weist
das eine Zahnrad an einer Stirnseite eine Ausnehmung auf, in die
das elastomere Material als Ring oder Scheibe angeordnet ist.
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Aus
der
DE 19616503 C2 ist
ein Getriebezahnrad bekannt, mit dem Rassel- oder Klappergeräusche
beim Zahneingriff in ein weiteres Zahnrad vermie den werden sollen.
Zu diesem Zweck weist das Getriebezahnrad an wenigstens einer seiner Stirnseiten
eine magnetische Zahnscheibe auf, deren Durchmesser dem des Zahnrades
entspricht und deren Zahnanzahl von der Zahnanzahl des Zahnrades
abweicht.
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Im
Rahmen der
DE 19913563
C1 ist eine Antirasselzahnscheibe beschrieben, die insbesondere für
ein Kraftfahrzeuggetriebe vorgesehen ist, mit einem Außendurchmesser,
der dem eines zugeordneten Zahnrades entspricht, und mit einer von
dem Zahnrad abweichenden Zahnanzahl. Gemäß der
DE 19913563 C1 weist
die bekannte Antirasselzahnscheibe einen hartmagnetischen Werkstoff
auf, der ringförmig angeordnet ist, wobei dem hartmagnetischen
Werkstoff ein ein weichmagnetisches Material aufweisendes Behälterbauteil
zugeordnet ist, in dem der hartmagnetische Werkstoff angeordnet
ist und das in einem Kernmaterial der Antirasselzahnscheibe eingebettet
ist.
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Des
weiteren ist vorgeschlagen worden, zwischen einer Synchronisierung
und dem zugeordneten Zahnrad sowie zwischen den Bauteilen einer Synchronisierung
Wellringfedern anzuordnen, wodurch eine Reibungskraft erzeugt wird,
um eine Schwingung der Bauteile zu reduzieren.
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Aus
der
US 4,811,615 A ist
ein Mechanismus zur Beseitigung von Zahnradgeräuschen in
einem Schaltgetriebe mit einer Vorgelegewelle bekannt, wobei die
Antriebswelle über ein Antriebszahnradpaar mit der Vorgelegewelle
verbunden ist, die wiederum über ein Abtriebszahnradpaar
mit der Abtriebswelle verbunden ist. Er umfasst eine zusätzliche
Welle, welche ein erstes und ein zweites Zahnrad aufweist, wobei
ein Zahnrad mit dem Antriebszahnradpaar und das andere Zahnrad dem
Abtriebszahnradpaar kämmt.
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Hierbei
ist vorgesehen, dass zwischen dem ersten und dem zweiten Zahnrad
der zusätzlichen Welle ein vorgespanntes Federelement vorgesehen ist,
um auf das Antriebszahnradpaar und das Abtriebszahnradpaar ein Feder moment
zur Unterdrückung der Zahnradgeräusche zu übertragen,
wobei das Federmoment größer ist als das Trägheitsmoment
des Antriebs- oder des Abtriebszahnradpaares. Diese Konstruktion
erfordert einen hohen Herstellungs- und Montageaufwand; des weiteren
werden durch die zusätzliche Welle, die nicht der Momentübertragung
dient, das Gewicht und der erforderliche Bauraum in nachteiliger
Weise erhöht.
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Die
DE 10328482 A1 beschreibt
ein Zahnradgetriebe umfassend eine Antirasseleinrichtung, welches
ein erstes, um eine erste Achse drehbares Zahnrad, ein zweites,
um eine in einem vorbestimmten Abstand zur ersten Achse drehbares
und mit dem ersten Zahnrad kämmendes Zahnrad, eine mit
dem ersten Zahnrad drehfest verbundene Reibumfangsfläche
und eine mit dem zweiten Zahnrad drehfest verbundene Reibumfangsfläche
enthält, wobei die Reibumfangsflächen und die Übertragbarkeit
eines Reibmoments in gegenseitiger Berührung sind. Um die
Berührung zu gewährleisten, ist die eine Reibumfangsfläche
in axialer Richtung vorgespannt; vorzugsweise ist diese Reibumfangsfläche
am Außenumfang einer Tellerfederscheibe ausgebildet.
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Des
weiteren ist aus der
US 4,660,432 eine Einrichtung
zur automatischen Beseitigung des Zahnspiels in Zahnradgetrieben
bekannt. Sie umfasst ein erstes und ein zweites Zahnrad, die jeweils an
jeder Seite des Antriebszahnrades der Übersetzungsstufe
zwischen der Antriebs- und der Abtriebswelle angeordnet sind und
die gleiche Zähneanzahl und den gleichen Durchmesser aufweisen
wie das Antriebszahnrad, so dass sie mit dem mit dem Antriebszahnrad
kämmenden Zahnrad ebenfalls kämmen. Das erste
und das zweite Zahnrad sind federnd angeordnet und nicht drehfest
mit der Antriebswelle verbunden, wobei die entsprechenden Federmittel derart
vorgespannt sind, dass, wenn die Zahnräder mit dem mit
dem Antriebszahnrad kämmenden Zahnrad kämmen,
diese radial betrachtet jeweils in die entgegengesetzte Richtung
gedrückt werden. Diese Konstruktion erfordert in nachteiliger
Weise eine große Anzahl an zusätzlichen Bauteilen,
was den Herstellungs- und Montageaufwand erheblich erhöht.
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Der
vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Einrichtung
zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe
anzugeben, welche kostengünstig herstellbar und montierbar
ist und die Nachteile der aus dem Stand der Technik bekannten Einrichtungen
vermeidet. Ein weiteres Ziel der Erfindung ist es, ein Verfahren
zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe
anzugeben.
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Diese
Aufgabe wird für eine Einrichtung zur Reduzierung von Rasselgeräuschen
in einem Zahnradgetriebe durch die Merkmale des Patentanspruchs
1 gelöst; ein Verfahren zur Reduzierung von Rasselgeräuschen
in einem Zahnradgetriebe ist Gegenstand des Patentanspruchs 9. Weitere
erfindungsgemäße Ausgestaltungen und Vorteile
gehen aus den entsprechenden Unteransprüchen hervor.
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Demnach
wird vorgeschlagen, mittels eines an der der Synchronisierung abgewandten
Seite des angetriebenen Zahnrades eines Zahnradpaares eines Zahnradgetriebes
angebrachten verzahnten, ringförmigen und in Umfangsrichtung
federnden Federelementes, welches mit den Zähnen des Antriebszahnrades
in Wirkverbindung steht, eine Gegenkraft Fci zu
erzeugen, deren Betrag gleich oder größer ist als
der Betrag der Kraft, die aufgrund der durch die Ungleichförmigkeit
der Motordrehzahl entstehenden Winkelbeschleunigung und des Massenträgheitsmomentes
J des Antriebszahnrades verursacht wird.
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Gemäß der
Erfindung weist das ringförmige Federelement eine Außenverzahnung
mit der gleiche Zähneanzahl und Zahngeometrie auf, wie
das angetriebene Zahnrad und wird derart montiert, dass dessen Zähne
bezüglich der Zähne des Zahnrades um eine vorgegebene
Abweichung winkelversetzt angeordnet sind. Wenn das angetriebene
Zahnrad mit den antreibenden Zahnrad (Antriebszahnrad) im montierten
Zustand in Eingriff steht, ist das Federelement vorgespannt, wobei
die Vorspannkraft der berechneten Gegenkraft Fci entspricht.
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Das
Federelement kann erfindungsgemäß mit dem angetriebenen
Zahnrad mittels Laserstrahlschweißen oder Stromschweißen
verbunden werden. Es ist auch möglich, die beiden Teile
durch Verpressen oder durch Formschluss miteinander zu verbinden.
Hierbei wird zur Herstellung der Verbindung radial betrachtet der
innere Teil des Federelementes verarbeitet, so dass die Zähne
des Federelementes nicht mit dem Zahnrad bzw. mit den Zähnen
des Zahnrades direkt verbunden sind.
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Im
Rahmen einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung wird vorgeschlagen,
zusätzlich zur mittels des Federelementes erzeugten Gegenkraft
eine Gegenkraft zu erzeugen, die durch Reibung zwischen dem Federelement
und dem angetriebenen Zahnrad erzeugt wird. Hierbei ist im Rahmen
einer ersten Ausführungsform vorgesehen, dass das Federelement
eine Tellerfedergeometrie aufweist, so dass nach der Montage die
Zähne des Federelementes gegen die Zähne des Zahnrades
aufgrund der durch die Tellerfedergeometrie erzeugten Normalkraft
gedrückt werden.
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Alternativ
zu der Tellerfedergeometrie des Federelementes kann vorgesehen sein,
dass die dem Federelement zugewandte Seite des angetriebenen Zahnrades
konkav ausgebildet ist, so dass nach der Montage des plan ausgeführten
Federelementes eine Normalkraft erzeugt wird, welche die Zähne
des Federelementes gegen die Zähne des Zahnrades drückt.
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Die
Erfindung wird im folgenden anhand der beigefügten Zeichnung
beispielhaft näher erläutert. Es zeigen:
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1:
Eine perspektivische Ansicht eines Zahnrades, eines Synchronisierungsbauteils
und eines verzahnten, ringförmigen und in Umfangsrichtung
federnden Federelementes;
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2:
Eine perspektivische Ansicht eines Zahnrades, eines Synchronisierungsbauteils
und eines verzahnten, ringförmigen und in Umfangsrichtung
federnden Federelementes im montierten Zustand;
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3:
Eine schematische Ansicht des angetriebenen Zahnrades, umfassend
ein verzahntes, ringförmiges und in Umfangsrichtung federndes
Federelement und das Antriebszahnrades, die miteinander in Eingriff
stehen;
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4:
Eine schematische Ansicht eines Teiles des verzahnten, ringförmigen
und in Umfangsrichtung federnden Federelementes zur Veranschaulichung
der für die Berechnung der Gegenkraft verwendeten Parameter;
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5:
Eine schematische Ansicht eines Teiles einer weiteren Ausführungsform
des verzahnten, ringförmigen und in Umfangsrichtung federnden
Federelementes;
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6:
Eine schematische Ansicht des angetriebenen Zahnrades, umfassend
ein verzahntes, ringförmiges und in Umfangsrichtung federndes
Federelement und des Antriebszahnrades, die miteinander in Eingriff
stehen, wobei die Lage des Federelementes bei unterschiedlichen
Werten für die Federauslenkung eingezeichnet ist;
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7:
Eine schematische Ansicht eines Teiles des angetriebenen Zahnrades
und des darauf montierten verzahnten, ringförmigen und
in Umfangsrichtung federnden Federelementes zur Veranschaulichung
der im Betrieb des Getriebes wirkenden Kräfte zur Vermeidung
von Rasselgeräuschen gemäß einer vorteilhaften
Weiterbildung der Erfindung;
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8:
Eine schematische Ansicht einer weiteren Ausführungsform
des angetriebenen Zahnrades und des verzahnten, ringförmigen
und in Umfangsrichtung federnden Federelementes vor der Montage
(linker Teil der Figur) und im montierten Zustand; und
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9:
Eine schematische Ansicht einer weiteren Ausführungsform
des angetriebenen Zahnrades und des verzahnten, ringförmigen
und in Umfangsrichtung federnden Federelementes vor der Montage
(linker Teil der Figur) und im montierten Zustand.
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Erfindungsgemäß wird
davon ausgegangen, dass die Winkelbeschleunigung ẇ der
Getriebewellen aufgrund der Ungleichförmigkeit der Motordrehzahl
variiert, wodurch Rasselgeräusche aufgrund des Zahnflankenspiels
entstehen und davon, dass die drehenden Massen ein von der Geometrie
und dem Herstellungsmaterial abhängiges Massenträgheitsmoment
J aufweisen.
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Wenn
das Antriebszahnrad aufgrund der Ungleichförmigkeit der
Motordrehzahl beschleunigt wird, wird aufgrund der Wirkverbindung
mit dem ange triebenen Zahnrad dieses mitbeschleunigt; wenn jedoch
nach dieser Beschleunigung das Antriebszahnrad, z. B. aufgrund einer
Zylinderdekompression des Verbrennungsmotors abgebremst wird, erfolgt ein
Stoß zwischen einem Zahn des angetriebenen Zahnrades und
einem Zahn des Antriebszahnrades, da das angetriebene Zahnrad aufgrund
der Trägheit nicht so stark abgebremst wird, wodurch das
Rasseln entsteht.
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Daher
wird vorgeschlagen, am angetriebenen Zahnrad eines Zahnradpaares
eine Gegenkraft Fci auf das antreibende
Zahnrad auszuüben, deren Betrag gleich oder größer
ist als der Betrag der Kraft, die aufgrund der Winkelbeschleunigung
und des Massenträgheitsmomentes J des antreibenden Zahnrades
verursacht wird. Dadurch bleiben die Zähne des angetriebenen
Zahnrades mit den Zähnen des Antriebszahnrades stets in
Wirkverbindung, was in einer Vermeidung der Stöße
und somit der Rasselgeräusche resultiert.
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Es
gilt: Fci = Tci/r,
mit Tci = Gegenmoment in Nm und r = Radius der Ausübung
der Gegenträgheitskraft am Zahnrad in m.
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Für
das Gegenmoment gilt auch: Tci = J
zz × ẇ,
wobei J
zz das Massenträgheitsmoment
bei Rotation um die z-Achse, d. h. die Drehachse des Zahnrades ist.
Es gilt auch:
mit m = Masse des Zahnrades
in kg, D = Außendurchmesser des Zahnrades in m (Grunddurchmesser,
da die Massenverteilung am Außendurchmesser eines Zahnrades
nicht kontinuierlich ist) und d = Innendurchmesser des Zahnrades
in m.
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Demnach
gilt:
mit V = Volumen des angetriebenen
Zahnrades, I = Breite des Zahnrades, ρ = Dichte, für
den Fall von Stahl 7850 kg/m
3 -
Die
Kraft Fci ist durch die maximale Winkelbeschleunigung
der Getriebewellen, den Außendurchmesser und den Innendurchmesser
des Zahnrades und der Dichte des Zahnradmaterials wie folgt bestimmbar.
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Aus
den obigen Gleichungen ergibt sich für die Gegenkraft F
ci:
wodurch diese berechnet werden
kann.
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Gemäß der
Erfindung und bezugnehmend auf 1, 2 und 3 wird
die Gegenkraft Fci dadurch erzeugt, dass
an der der Synchronisierung 2 abgewandten Seite des angetriebenen
Zahnrades 1 ein verzahntes, ringförmiges und in
Umfangsrichtung federndes Federelement 3 angebracht wird.
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Das
ringförmige Federelement 3 weist eine Außenverzahnung
mit gleicher Zähneanzahl und Zahngeometrie auf, wie das
Zahnrad 1 und wird derart mit dem Zahnrad 1 verbunden,
dass dessen Zähne bezüglich der Zähne
des Zahnrades 1 um eine vorgegebene Abweichung winkelversetzt
angeordnet sind. Wenn das angetriebene Zahnrad 1 mit dem
antreibenden Zahnrad (Antriebszahnrad) 4 im montierten
Zustand in Eingriff steht, wie in 3 gezeigt,
ist das Federelement 3 vorgespannt, wobei die Vorspannkraft
der berechneten Gegenkraft Fci entspricht.
Bei einer Umdrehung des Zahnrades um 360° wird jeder Zahn
des Federelementes 3 einmal belastet.
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Die
Federauslenkung in Umfangsrichtung ist bei bekannter erforderlicher
Vorspannkraft als Funktion der Vorspannkraft, des Elastizitätsmoduls
des Federmaterials und dimensionsbezogener Parameter des Federelementes
bestimmbar, so dass das Federelement entsprechend montiert werden
kann.
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Die
Biegespannung τ
b ist durch folgende
Formel gegeben:
mit L = Kontaktlänge
eines Zahnes des Federelementes zum korrespondierenden Zahnrad des
Antriebszahnrades, b = Dicke des Federelementes und h = Breite der
Zähne des Federelementes. Die Parameter L, b und h sind
in
4 veranschaulicht.
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Gemäß der
Erfindung wird die Federauslenkung bzw. Deflexion S
Fci (also
die Auslenkung eines Zahnes des Federelementes
3 in Umfangsrichtung) in
Abhängigkeit der Gegenkraft F
ci wie
folgt bestimmt und entspricht der Vorspannung des Federelementes
3,
wenn das angetriebene Zahnrad
1 und das Antriebszahnrad
4 in
Eingriff stehen.
mit E = Elastizitätsmodul
des Federmaterials; für ein aus Stahl hergestelltes Federelement
beträgt E 206000 N/mm
2.
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Des
weiteren ist die maximal erlaubte Federauslenkung S
max durch
folgende Formel gegeben:
mit τ
bmax =
maximal erlaubte Biegespannung des Federmaterials.
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Die
maximal erlaubte Federauslenkung gilt für die Vorspannung
des Federelementes 3 und die weiteren auf das Federelement 3 wirkenden
Kräfte; im Falle der Momentübertragung durch das
Zahnradpaar sind die Kräfte aufgrund der übertragenen
Momente höher als die Federkraft, was in einer größeren
Federauslenkung resultiert, die erfindungsgemäß Smax nicht überschreitet.
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Gegenstand
der 5 ist eine Ausführungsform des ringförmigen
verzahnten Federelementes 3. Bei dieser Ausführungsform
ist die Länge der Zähne geringer als die Länge
der Zähne des mit dem Federelement 3 zu verbindenden
Zahnrades 1, was bei gleich bleibender Dicke des Federelementes
in einer geringeren erzeugbaren Gegenkraft resultiert.
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In 6 ist
eine schematische Ansicht des angetriebenen Zahnrades 1,
umfassend ein verzahntes, ringförmiges und in Umfangsrichtung
federndes Federelement 3 und des Antriebszahnrades 4,
die miteinander in Eingriff stehen, wobei die Lage des Federelementes 3 bei
unterschiedlichen Werten für die Federauslenkung SFci eingezeichnet ist. Hierbei ist die Lage
des Federelementes im vorgespannten Zustand durch die Wechselwirkung
mit einem Zahn 5 des Zahnrades 4 mit A bezeichnet;
Pfeil B veranschaulicht die Richtung der Gegenkraft Fci.
C bezeichnet die Lage des Federelementes 3 ohne Auslenkung
(d. h. vor der Montage des Zahnradpaares) und D die Lage des Federelementes 3 bei
maximaler Auslenkung Smax.
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Im
Rahmen einer besonders vorteilhaften Ausführungsform der
Erfindung, die Gegenstand der 7, 8 und 9 ist,
wird vorgeschlagen, zusätzlich zur mittels des Federelementes 3 erzeugten Gegenkraft
eine Gegenkraft zu erzeugen, die durch Reibung zwischen den Zähnen 6 des
Federelementes und den Zähnen 7 des angetriebenen
Zahnrades 1 erzeugt wird. Dieses Prinzip ist in 7 dargestellt, wobei
die durch das Federelement 3 erzeugte Gegenkraft mit Fci
und die aufgrund einer Normalkraft FN, welche
die Zähne 6 des Federelementes 3 gegen die
Zähne 7 des angetriebenen Zahnrades 4 drückt, erzeugte
Reibungskraft mit Fatci bezeichnet ist.
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Durch
diese Konzeption wird die Gesamtgegenkraft erhöht, was
die Verwendung des Federelementes bei höher belasteten
Zahnrädern ermöglicht, ohne die maximal erlaubte
Biegespannung des Federmaterials zu überschreiten. Zudem
kann die Belastung des Federelementes reduziert werden, was in einer
höheren Lebensdauer desselben resultiert.
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Zur
Erzeugung der Reibungskraft weist gemäß einer
ersten Ausführungsform der Erfindung, die Gegenstand der 8 ist,
das Federelement 3 eine Tellerfedergeometrie auf. Dadurch
werden nach der Verbindung des Federelementes 3 mit dem
Zahnrad 1 die Zähne 6 des Federelementes 3 gegen
die Zähne 7 des Zahnrades 1 aufgrund
der durch die Tellerfedergeometrie erzeugten Normalkraft gedrückt,
wodurch die für die Realisierung der Reibungskraft erforderliche
Normalkraft FN erzeugt wird.
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Eine
weitere Möglichkeit zur Erzeugung der Normalkraft FN ist Gegenstand der 9. Hierbei
ist die dem Federelement 3 zugewandte Seite des angetriebenen
Zahnrades 1 konkav ausgebildet, so dass nach der Montage
des an der dem Zahnrad 1 zugewandten Seite plan ausgeführten
Federelementes 3 aufgrund der Elastizitätseigenschaften
des Federelementes 3 eine Normalkraft FN erzeugt
wird, welche die Zähne 6 des Federelementes 3 gegen
die Zähne 7 des Zahnrades 1 drückt.
Des weiteren kann gemäß einer vorteilhaften Ausgestaltung
der Erfindung die den Zähnen 7 des Zahnrades 1 zuge wandte Fläche
der Zähne 6 des Federelementes 3 entsprechend
bearbeitet sein, um den Reibkoeffizienten zu erhöhen.
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Selbstverständlich
fällt auch jede konstruktive Ausbildung, insbesondere jede
räumliche Anordnung der Einrichtung zur Reduzierung von
Rasselgeräuschen in einem Getriebe an sich und soweit technisch
sinnvoll, unter den Schutzumfang der vorliegenden Ansprüche,
ohne die Funktion des Einrichtung, wie sie in den Ansprüchen
angegeben ist, zu beeinflussen, auch wenn diese Ausbildungen nicht explizit
in den Figuren oder in der Beschreibung dargestellt sind.
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- 1
- angetriebenes
Zahnrad
- 2
- Synchronisierungsbauteil
- 3
- Federelement
- 4
- antreibendes
Zahnrad, Antriebszahnrad
- 5
- Zahn
des Antriebszahnrades
- 6
- Zahn
des Federelementes
- 7
- Zahn
des angetriebenen Zahnrades
- A
- Lage
des Federelementes im vorgespannten Zustand
- B
- Richtung
der Gegenkraft
- C
- Lage
des Federelementes ohne Auslenkung
- D
- Lage
des Federelementes bei maximaler Auslenkung
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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- - DE 4400874
A1 [0009]
- - DE 4426325 A1 [0010]
- - DE 19616503 C2 [0011]
- - DE 19913563 C1 [0012, 0012]
- - US 4811615 A [0014]
- - DE 10328482 A1 [0016]
- - US 4660432 [0017]
