WO2009033901A2 - Einrichtung und verfahren zur reduzierung von rasselgeräuschen in einem zahnradgetriebe - Google Patents

Einrichtung und verfahren zur reduzierung von rasselgeräuschen in einem zahnradgetriebe Download PDF

Info

Publication number
WO2009033901A2
WO2009033901A2 PCT/EP2008/060446 EP2008060446W WO2009033901A2 WO 2009033901 A2 WO2009033901 A2 WO 2009033901A2 EP 2008060446 W EP2008060446 W EP 2008060446W WO 2009033901 A2 WO2009033901 A2 WO 2009033901A2
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
gear
spring element
teeth
rattle noise
driven gear
Prior art date
Application number
PCT/EP2008/060446
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
WO2009033901A3 (de
Inventor
Luiz Carlos Proenca
Juliano Sanches
Claudemir Abreu
Original Assignee
Zf Friedrichshafen Ag
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 Zf Friedrichshafen Ag filed Critical Zf Friedrichshafen Ag
Publication of WO2009033901A2 publication Critical patent/WO2009033901A2/de
Publication of WO2009033901A3 publication Critical patent/WO2009033901A3/de

Links

Classifications

    • 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
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/02—Toothed members; Worms
    • F16H55/17—Toothed wheels
    • F16H55/18—Special devices for taking up backlash
    • 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
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/02—Toothed members; Worms
    • F16H55/17—Toothed wheels
    • F16H55/18—Special devices for taking up backlash
    • F16H2055/185—Special devices for taking up backlash using compound gears with coincident teeth of different material, e.g. laminated construction of metal and elastomeric gear layers, where elastic layer is slightly oversized

Definitions

  • the present invention relates to a device for reducing race noise in a gear transmission according to the preamble of claim 1.
  • the weather relates to a method for reducing race noise in a gear transmission
  • Rattling and rattling noises are caused by vibrations of unloaded gears and circuit parts within their funktio ⁇ s- and production-related game and are usually caused by torsional vibrations of Getriebewelien.
  • the amplitude of the torsional vibrations exceeds a threshold, the non-switched idler gears of the transmission from their trailing edge and oscillate back and forth within the backlash, the amplitude of the torsional vibrations of the moment of inertia of the idler gear and the idler wheel retarding acting drag torque depends;
  • the shocks when hitting the loose parts at the game limits are the cause of the resulting noise, which can occur both in the Neutraisteiiung the transmission and while driving.
  • the torsional vibrations of transmission gears are caused by the irregularity of the engine speed due to the periodic combustion process, the consumption and emission reduction measures increasing the nonuniformity of the engine speed curve.
  • the vibrations of the gears are transmitted directly or via bearings as WhyschalS on the shafts of the transmission, the majority being transmitted via the shaft bearings to the housing, where the vibrations often disadvantageously amplified due to resonance effects become.
  • From the gearbox part of the vibrations is directly as Luttschal! radiated, with another part as WhyschaSI on the transmission suspensions to the body niegeieitet.
  • Another way to reduce the rattle noise is to use two-mass flywheels; These are usually used in luxury vehicles or in vehicles with very high noise levels.
  • the oscillation frequency is shifted to be in an unused area; Usually wins the vibration frequency below the teerlauffitzah ) of the vehicle engine.
  • the use of dual-mass flywheels results in a significant cost increase.
  • the resonance that occurs can result in damage to the two-mass flywheels.
  • Another problem can arise in sporty driving; In this case, the masses can collide during a quick clutch actuation, resulting in a very high torque peak.
  • each of the associated wheels are repelled from each other by magnetic force
  • the magnetic or magnetized material is provided in a disc which rests firmly on the front side of each of the gears and the discs a constant over the circumference having aligned axial polarization.
  • each gear a butt! facing away and the other pole turned away; Polenen Poland on a gear are the same poles on the other gear opposite.
  • DE 4426325 A1 discloses an anti-rattle device for a pair of intermeshing teeth in a transmission, between which there is a clearance in which an elastomeric material on one of the gears is in contact with teeth of the other gear, the elastomeric Material is arranged radially on the one gear, that the outer diameter is greater than the réelle Vietnamese bemesser of the gear provided therewith.
  • the one gear has on one end face a recess into which the egg-elastic material is arranged as a ring or disc.
  • DE 19913563 C1 Within the scope of DE 19913563 C1 is an anti-rattle tooth lock washer ⁇ be written, which is intended in particular for a motor vehicle transmission, having an outer diameter corresponding to an associated gear, and with a deviating from the gear Zahnanzah !.
  • the known anti-rattle toothed disc has a hard-magnetic material which is arranged annularly, the hard-magnetic material being assigned a container component having a soft-magnetic material, in which the hard-magnetic material is arranged and which is embedded in a core material of the anti-rattle toothed disc ,
  • a biased spring element is provided to the drive gear pair and the driven gear pair a spring to transfer torque for the suppression of gear noise, wherein the spring torque is greater than the moment of inertia of the drive or the output gear pair, this construction requires a high manufacturing and assembly costs; Furthermore, the weight and the required installation space are disadvantageously increased by the additional shaft, which does not serve the torque transfer.
  • DE 10328482 A1 describes a gear transmission comprising an anti-rattle device, which comprises a first gearwheel rotatable about a first axis, a second gearwheel, which is rotatable at a predetermined distance from the first axis and meshing with the first gearwheel, and which is non-rotatably connected to the first gearwheel Reiburnfangs constitutional and a rotatably connected to the second gear Reibfusessf contains, wherein the Reibfusess vom and the transferability of a friction torque are in mutual contact.
  • the one Reibfusessf is biased in the axial direction; Preferably, this Reibfusessf is formed on the outer periphery of a plate spring washer.
  • a device for the automatic elimination of backlash in gear drives known. It includes a first and a second gear, which are respectively disposed on each side of the drive gear of the gear ratio between the input and output shafts and the same number of teeth and the same diameter as the drive gear, so that they mesh with the meshing with the drive gear also comb.
  • the first ⁇ n ⁇ the second gear are resiliently connected and non-rotatably connected to the drive shaft, wherein the corresponding spring means are biased such that when the gears mesh with the meshing with the drive gear, they are pressed radially viewed in the opposite direction.
  • This construction disadvantageously requires a large one Number of additional components, which significantly increases the manufacturing and assembly costs.
  • the present invention has for its object to provide a device for reducing rattle noise in a gear transmission, which is inexpensive to produce and assemble and avoids the disadvantages of the known from the prior art devices.
  • Another object of the invention is to provide a method for reducing rattle noise in a gear transmission.
  • the ring-shaped spring element has an outer toothing with the same number of teeth and tooth geometry as the driven gear is mounted such that its teeth are beveled with respect to the teeth of the gear by a predetermined deviation! are arranged offset.
  • the spring element can erfi ⁇ du ⁇ gsloom be connected to the driven gear by means of laser beam welding or current welding. It is also possible to connect the two parts by pressing or by positive engagement with each other. In this case, for the preparation of the connection radially considered the inner Tei! processed the Federeiementes, so that the teeth of the Federeiementes are not directly connected to the gear or with the teeth of the gear.
  • the spring element has a Telier spring geometry, so that after assembly the teeth of the spring element are pressed against the teeth of the gear due to the normal force generated by the TeSterfedergeometrie.
  • the spring element facing side of the driven gear is concave, so that after assembly of the plan executed Federeiementes a normal force is generated, which prints the teeth of the spring element against the teeth of the gear.
  • Fig. 1 A perspective view of a gear, a synchronizing ubensbauteils and a toothed, annular and circumferentially resilient spring element;
  • Fig. 2 A perspective view of a gear, a synchronizing ubensbauteils and a toothed ⁇ th, annular and spring-elastic in computers ⁇ chtung spring element in the mounted state;
  • Fig. 3 A schematic view of the driven
  • a gear comprising a toothed, annular and circumferentially resilient Federeiement and the Anlriebsschwrades which engage with each other;
  • FIG. 4 shows a schematic view of a part of the toothed, annular and circumferentially resilient spring element for illustrating the parameters used for calculating the counterforce
  • FIG. 5 shows a schematic view of a part of a weathered embodiment of the toothed, annular and circumferentially resilient spring element
  • Fig. 6 A schematic view of the driven
  • a gear comprising a toothed, annular and circumferentially resilient spring element and the drive gear, which engage with each other, wherein the position of the spring element at different values for the spring deflection is drawn;
  • FIG. 7 shows a schematic view of a part of the driven gear and the toothed, annular and spring-elastic spring element mounted thereon for the purpose of verifying the forces acting during operation of the gearbox to avoid rattling noises according to an advantageous development of the invention
  • FIG. 8 A schematic view of another embodiment of the driven gear and the toothed, annular and Umfa ⁇ gsraum resilient Federeeementes before ⁇ er assembly (left part of the figure) and in the assembled state;
  • Fig. 9 A schematic view of another embodiment of the driven gear and the toothed, annular and Umfa ⁇ gsraum resilient spring element before assembly (left part of the figure) and in the assembled state.
  • the drive gearwheel If the drive gearwheel is not rotating due to the irregularity of the motor speed! is accelerated, is due to the active connection with the ange- The driven gear accelerates it. However, if after this acceleration, the drive gear, for example due to a Zyünderdekompres ⁇ ion of the engine is decelerated, a shock between a tooth of the driven gear and a tooth of the drive gear, since the driven gear is not slowed down so much due to the inertia, whereby the rattling arises.
  • Tci J ⁇ x w, where J ⁇ is the mass moment of inertia when rotating about the z-axis, i. the axis of rotation of the gear is. It also applies:
  • the force F 0 can be determined as follows by the maximum angle of the transmission shafts, the outer diameter and the inner diameter of the gearwheel, and the density of the gearwheel material.
  • the counterforce F 0 generated by the fact that on the side facing away from the synchronization 2 of the driven gear 1, a toothed, annular and circumferentially resilient device Federelernent 3 is attached.
  • the annular spring element 3 has a toothed toothing with the same teeth and tooth geometry as the toothed wheel 1 and is connected to the toothed wheel 1 such that its teeth are offset with respect to the teeth of the toothed wheel 1 by a predetermined deviation.
  • Umfa ⁇ gsoplasty The spring deflection in Umfa ⁇ gs Vietnamese is known at the required preload force as a function of the biasing force, the modulus of elasticity of the spring material and dimensional parameters of the Federeleme ⁇ tes determinable, so that the spring element can be mounted accordingly.
  • the spring deflection or deflection SF 0 (afeo the deflection of a tooth of the spring element 3 in Umfa ⁇ gsraum) in dependence of the counterforce F c ;: determined as follows and corresponds to the bias of the spring element 3 when the driven gear 1 and the drive gear 4 are engaged.
  • V zz with ⁇ bmax maximum allowed bending stress of the
  • the maximum permitted spring deflection applies to the pretensioning of the spring element 3 and the further forces acting on the spring element 3; in the case of torque transmission by the gear pair, the forces due to the transmitted moments are higher than the spring force, resulting in a larger spring deflection , which according to the invention does not exceed s,
  • the object of FIG. 5 is an embodiment of the annular toothed spring element 3.
  • the length of the teeth is less than the length of the teeth of the gear 1 to be connected to the spring element 3, resulting in a smaller counterforce which can be generated while the thickness of the spring element remains the same results.
  • Fig. 6 is a schematic view of the driven gear 1, comprising a toothed, annular and circumferentially resilient spring element 3 and the drive gear 4, which are engaged with each other, wherein the position of the spring element 3 at different values for the spring deflection SR :! is drawn.
  • A the position of the spring element in the prestressed state by the interaction with a tooth 5 of the gear 4 is designated A;
  • Arrow B illustrates the direction of the counterforce F C: C denotes the position of the spring element 3 without AusSenkung (ie, before mounting the gear pair ⁇ and D, the position of the Federele- rnenfes 3 at maximum deflection S fnax .
  • the total counter force is increased, which allows the use of the spring element at higher loaded gears, without exceeding the maximum allowable bending stress of the spring material.
  • the load of the spring element can be reduced, resulting in the same in a longer life.
  • a further possibility for generating the normal force Fu is the subject matter of FIG. 9.
  • the side of the driven gear 1 facing the spring element 3 is concave, so that, after the assembly of the spring element 3 which is flat on the side facing the gear wheel 1, due to the elasticity properties of the spring element 3, a normal force F N is generated, which presses the teeth 6 of the spring element 3 against the teeth 7 of the gear 1.
  • the teeth 7 of the gear 1 zuge- turned surface of the teeth 6 of Federeieme ⁇ tes 3 be processed accordingly to increase Reiben friction coefficient.
  • any constructive training especially any spatial arrangement of the device for reducing rattle noise in a transmission per se and as far as technically feasible, falls within the scope of the present claims, without affecting the function of the device, as indicated in Talnen claims even if these training courses are not explicitly shown in the figures or in the description.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Gears, Cams (AREA)

Abstract

Es wird eine Einrichtung zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe vorgeschlagen, welche ein an der der Synchronisierung (2) abgewandten Seite des angetriebenen Zahnrades (1) eines Zahnradpaares montiertes verzahntes, ringförmiges und in Umfangsrichtung federndes Federelement (3) umfasst, welches die gleiche Zähneanzahl und Zahngeometrie aufweist wie das angetriebene Zahnrad (1) und derart mit dem Zahnrad (1) verbunden ist, dass dessen Zähne (6) bezüglich der Zähne (7) des Zahnrades (1) um eine vorgegebene Abweichung winkelversetzt angeordnet sind, so dass, wenn das angetriebene Zahnrad (1) mit den antreibenden Zahnrad (4) im montierten Zustand in Eingriff steht, das Federelement (3) vorgespannt ist.

Description

Einrichtung und Verfahren zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem
Zahnradgetriebe
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Einrichtung zur Reduzierung von Rasseigeräuschen in einem Zahnradgetriebe gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1. Des wetteren bezieht sich die Erfindung auf ein Verfahren zur Reduzierung von Rasseigeräuschen in einem Zahnradgetriebe,
Rassel- und Klappergeräusche entstehen durch Schwingungen unbelasteter Zahnräder und Schaltungsteilen innerhalb ihres funktioπs- und fertigungsbedingten Spiels und werden üblicherweise durch Torsionsschwingungen der Getriebewelien verursacht.
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 Neutraisteiiung des Getriebes als auch während der Fahrt auftreten können. Die Torsions- schwingungen άer Getriebeweilen 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.
Die Schwingungen der Zahnräder werden direkt oder über Lager als KörperschalS 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 Luttschal! abgestrahlt, wobei ein anderer Teil als KörperschaSI über die Getriebeaufhängungen an die Karosserie weitergeieitet wird.
Zur Reduzierung der Rasselgeräusche ist aus dem Stand der Technik bekannt, in einer Kupplungsscheibe angeordnete Torsionsdämpter zu verwenden, wobei dadurch der Nachteil entsteht, dass aufgrund der Anordnung des Torsioπsdämpfers in der Nähe des Mittelpunktes der Kupplungsscheibe der Bauraum beschränkt wird, was zu Problemen bei όer Isolierung führt.
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 Siegt die Schwingungsfrequenz unterhalb der teerlaufdrehzah) 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.
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. Aus dem Stand der Technik ist auch bekannt, Maßnahmen zur Reduzierung der Rasselgeräusche zu ergreifen, welche auf einer Modifikation der Zahnräder basieren.
Aus der DE 4400874 A1 ist beispielsweise ein Getriebe mit einer Antriebswelle, einer Ablriebswelle und mit auf όen Weilen angeordneten, einander zugeordneten Paarungen von Fest- und Losteilen wie Zahnräder, Synchron ringe, Schiebemuffen, Kupplungsiamelien u. dgl. bekannt, bei dem ein Rassein 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 Po! zugewandt und der andere Pol abgewandt; όen Polen an einem Zahnrad liegen gleiche Pole am anderen Zahnrad gegenüber.
Aus der DE 4426325 A1 geht eine Anti-Klappervorrichfung 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 eiastomere 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 eiastomere Material als Ring oder Scheibe angeordnet ist.
Aus der DE 19616503 C2 ist ein Getriebezahnrad bekannt, mit dem Rassel- oder Klappergeräusche beim Zahneingriff in ein weiteres Zahnrad vermie- όen werden sollen. Zu diesem Zweck weist das Gelriebezahπrad an wenigstens einer seiner Stirnseiten eine magnetische Zahnscheibe auf, deren Durchmesser dem des Zahnrades entspricht und deren Zahnanzah! von der Zahnanzah! des Zahnrades abweicht.
Im Rahmen der DE 19913563 C1 ist eine Antirasselzahnscheibe be¬ schrieben, die insbesondere für ein Kraftfahrzeuggetriebe vorgesehen ist, mit einem Außendurchmesser, der dem eines zugeordneten Zahnrades entspricht, und mit einer von dem Zahnrad abweichenden Zahnanzah!. Gemäß όer DE 19913563 C1 weist die bekannte Antirasselzahnscheibe einen hartmagnetischen Werkstoff auf, der ringförmig angeordnet ist, wobei dem hartmagnetischen Werkstoff ein ein weichmagnetisches Material aufweisendes Behälter- bauteil zugeordnet ist, in dem der hartmagnetiεche Werkstoff angeordnet ist und das in einem Kernmaterial der Antirasselzahnscheibe eingebettet ist.
Des weiteren ist vorgeschlagen worden, zwischen einer Synchronisierung und dem zugeordneten Zahnrad sowie zwischen den Bauteilen einer Synchronisierung Well ringfedern anzuordnen, wodurch eine Reibungskraft erzeugt wird, um eine Schwingung der Bauteile zu reduzieren.
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 Vorgelegeweile 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.
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- momeπt zur Unterdrückung der Zahnradgeräusche zu übertragen, wobei das Federmoment größer ist ais das Trägheitsmoment des Antriebs- oder des Abtriebszahnradpaares, Diese Konstruktion erfordert einen hohen Herstellungsund Montageaufwand; des weiteren werden durch die zusätzliche Welle, die nicht der Momentübertragung dient, das Gewicht und der erforderliche Bauraum in nachteiliger Weise erhöht.
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 Reiburnfangsfläche und eine mit dem zweiten Zahnrad drehfest verbundene Reibumfangsf lache enthält, wobei die Reibumfangsflächen und die Übertragbarkeit eines Reibmoments in gegenseitiger Berührung sind. Um die Berührung zu gewährleisten, ist die eine Reibumfangsf lache in axialer Richtung vorgespannt; vorzugsweise ist diese Reibumfangsf lache am Außenumfang einer Tellerfederscheibe ausgebildet.
Des weiteren ist aus der US 4,660,432 eine Einrichtung zur automatischen Beseitigung des Zahnspiels in Zahnradgetrieben bekannt. Sie umfassf 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 υnό 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.
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.
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 Ausgesfaltungen und Vorteile gehen aus άen entsprechenden Uπteransprücheπ hervor.
Demnach wird vorgeschlagen, mittels eines an der der Synchronisierung abgewandten Seite des angetriebenen Zahnrades eines Zahnradpaares eines Zahnradgetriebes angebrachten verzahnten, ringförmigen und in Umfangsrich- tung federnden Federetementes, weiches 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 Un- gSeichförmigkeit der IVI otord rehzahl entstehenden Winkelbeschleunigung und des Massenträgheitsmomentes J des Antriebszahnrades verursacht wird.
Gemäß der Erfindung weist das ringförmige Federelement eine Au Benverzahnung mit der gleiche Zähneanzahl und Zahngeometrie auf, wie das angetriebene Zahnrad unά wird derart montiert, dass dessen Zähne bezüglich der Zähne des Zahnrades um eine vorgegebene Abweichung winke! versetzt 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 FD entspricht.
Das Federelement kann erfiπduπgsgemäß 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 Tei! des Federeiementes verarbeitet, so dass die Zähne des Federeiementes nicht mit dem Zahnrad bzw. mit den Zähnen des Zahnrades direkt verbunden sind.
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 Federeiement eine Telierfedergeomet- rie aufweist, so dass nach der Montage die Zähne des Federelementes gegen die Zähne des Zahnrades aufgrund der durch die TeSterfedergeometrie erzeugten Normal kraft gedrückt werden.
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 Federeiementes eine Normalkraft erzeugt wird, welche die Zähne des Federelementes gegen die Zähne des Zahnrades druckt.
Die Erfindung wird im folgenden anhand der beigefügten Zeichnung beispielhaft näher erläutert. Es zeigen; Fig. 1 : Eine perspektivische Ansicht eines Zahnrades, eines Synchron isierungsbauteils und eines verzahnten, ringförmigen und in Umfangsrichtung federnden Federelementes;
Fig. 2: Eine perspektivische Ansicht eines Zahnrades, eines Synchron isierungsbauteils und eines verzahn¬ ten, ringförmigen und in Umfangsπchtung federnden Federelementes im montierten Zustand;
Fig. 3: Eine schemattsche Ansicht des angetriebenen
Zahnrades, umfassend ein verzahntes, ringförmiges und in Umfaπgsrichtung federndes Federeiement und das Anlriebszahnrades, die miteinander in Eingriff stehen;
Fig. 4: Eine schematische Ansicht eines Teiles des verzahnten, ringförmigen und in Umfangsrichtung federnden Federelementes zur Veranschaulichung der für die Berechnung der Gegenkraft verwendeten Parameter;
Fig. 5: Eine schematische Ansicht eines Teiles einer wetteren AusfDhrungsform des verzahnten, ringförmigen und in Umfangsrichtung federnden Federelementes;
Fig. 6: Eine schemattsche 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;
Fig. 7: Eine schematische Ansicht eines Teiles des angetriebenen Zahnrades und des darauf montierten verzahnten, ringförmigen und in Umfaπgsrichtung federnden Federeäementes zur Veranschauäichung der im Betrieb des Getriebes wirkenden Kräfte zur Vermeidung von Rasselgeräuschen gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung;
Fig. 8; Eine schematische Ansicht einer weiteren Ausführungsform des angetriebenen Zahnrades und des verzahnten, ringförmigen und in Umfaπgsrichtung federnden Federeäementes vor όer Montage (linker Teil der Figur) und im montierten Zustand; und
Fig. 9; Eine schematische Ansicht einer weiteren Ausführungsform des angetriebenen Zahnrades und des verzahnten, ringförmigen und in Umfaπgsrichtung federnden Federetementes vor der Montage (linker Teil der Figur) und im montierten Zustand.
Erfindungsgemäß wird davon ausgegangen, dass die Winkelbeschleunigung w 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 Herstellungsmateria! abhängiges Massenträgheitsmoment J aufweisen.
Wenn das Antriebszahnrad aufgrund der Ungleichförmigkeit der Motor- drehzah! beschleunigt wird, wird aufgrund der Wirkverbindung mit dem ange- triebenen Zahnrad dieses rnitbeschleunigt; wenn jedoch nach dieser Beschleunigung das Antriebszahnrad, z.B. aufgrund einer Zyünderdekompresεion 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.
Daher wird vorgeschlagen, am angetriebenen Zahnrad eines Zahnradpaares eine Gegenkraft Fßi 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 όe<n Zähnen des Antriebszahnrades stets in Wirkverbindung, was in einer Vermeidung der Stöße und somit der Rasselgeräusche resultiert.
Es gilt; Fßi = Tci/r, mit Tci = Gegenmoment in Nm und r = Radius der Ausübung der Gegenträgheiiskraft am Zahnrad in m.
Für das Gegenmoment gilt auch; Tci = J^ x w , wobei J^ das Massenträgheitsmoment bei Rotation um die z - Achse, d.h. die Drehachse des Zahnrades ist. Es gilt auch:
./ . Außen
Figure imgf000012_0001
durchmesser des Zahnrades in m {Grunddurchmesser, da die Massenvertei- Su ng am Außendurchmesser eines Zahnrades nicht kontinuierlich ist) und d = Innendurchmesser des Zahnrades in m. T - 1
Demnach gilt: m ^ v p = - (D- ä - ) ■ 7S5U , mit V = Volumen des an¬
getriebenen Zahnrades, t = Brette des Zahnrades, p = Dichte, für den Fall von Stahl 7850 kg/m3
Die Kraft F0 ist durch die maximale WinkeSbeschSeuntgung der Getriebe- wellen, den Außeπdurchmesser und den Innendurchmesser des Zahnrades und der Dichte des Zahnradmaterials wie folgt bestimmbar.
Aus den obigen Gleichungen ergibt sich für die Gegenkraft Fc :
/-' ,
Figure imgf000013_0001
, wodurch diese berechnet werden kann.
Gemäß der Erfindung und bezugnehmend auf Fig. 1 , 2 und 3 wird die Gegenkraft F0, dadurch erzeugt, dass an der der Synchronisierung 2 abgewandten Seite des angetriebenen Zahnrades 1 ein verzahntes, ringförmiges und in Umf angsrichtung federndes Federelernent 3 angebracht wird.
Das ringförmige Federelement 3 weist eine Au Benverzahnung mit gleicher Zähneanzahi 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 winke I versetzt angeordnet sind. Wenn das angetriebene Zahnrad 1 mit dem antreibenden Zahnrad {Antriebszahn rad) 4 im montierten Zustand in Eingriff steht, wie in Fig. 3 gezeigt, ist das Federelement 3 vorgespannt, wobei die Vorspannkraft der berechneten Gegenkraft F0, entspricht. Bei einer Umdrehung des Zahnrades um 360° wird jeder Zahn des Federelementes 3 einmal belastet. Die Federauslenkung in Umfaπgsrichtung ist bei bekannter erforderlicher Vorspann kraft als Funktion der Vorspannkraft, des Elastizitätsmoduls des Federmaterials und dimensionsbezogener Parameter des Federelemeπtes bestimmbar, so dass das Federelement entsprechend montiert werden kann.
Die Biegespannung τ-a ist durch folgende Formel gegeben:
τ:, r- F , mit L = Kontaktlänge eines Zahnes des Federelementes h - lr zum korrespondierenden Zahnrad des Antriebszahnrades, b = Dicke des Fe- dereiementes und h = Breite der Zähne des Federelementes. Die Parameter L, b und h sind in Fig. 4 veranschaulicht.
Gemäß der Erfindung wird die Federauslenkung bzw. Deflexion SF0 (afeo die Auslenkung eines Zahnes des Federelementes 3 in Umfaπgsrichtung) in Abhängigkeit der Gegenkraft Fc;: wie folgt bestimmt und entspricht der Vorspannung des Federelementes 3, wenn das angetriebene Zahnrad 1 und das Antriebszahnrad 4 in Eingriff stehen.
Sn , = - — — , mit E = Elastizitätsmodul des Federmaterials; für ein
E ■ h ■ h '
aus Stahl hergestelltes Federelement beträgt E 206000 N/mm ^.
Des weiteren ist die maximal erlaubte Federauslenkung Smax durch folgende Formel gegeben; ■ b - fr β - L
V zz mit τbmax = maximal erlaubte Biegespannung des
E -h - lr 4 - Z/
Federmaterials.
Die maximal erlaubte Federauslenkung gilt für die Vorspannung des Fe- derelementes 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 Smöχ nicht überschreitet,
Gegenstand der Fig. 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.
In Fig. 6 ist eine schematiεche 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 SR:! 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 FC: C bezeichnet die Lage des Federelementes 3 ohne AusSenkung (d.h. vor der Montage des Zahnradpaares} und D die Lage des Federele- rnenfes 3 bei maximaler Auslenkung Sfnax.
Im Rahmen einer besonders vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung, die Gegenstand der Fig. 7, 8 und 9 ist, wird vorgeschlagen, zusätzlich zur mittels des Federelementes 3 erzeugten Gegenkraft eine Gegenkraft 2U erzeugen, die durch Reibung zwischen άen Zähnen 6 des Federelementes und den Zähnen 7 des angetriebenen Zahnrades 1 erzeugt wird. Dieses Prinzip ist in Fig. 7 dargestellt, wobei die durch das Federeäement 3 erzeugte Gegenkraft mit Fei und die aufgrund einer Normalkraft FN, welche die Zähne 6 des Federele- menfes 3 gegen die Zähne 7 des angetriebenen Zahnrades 4 drückt, erzeugte Reibungskraft mit Fat* bezeichnet ist.
Durch diese Konzeption wird die Gesamtgegen kraft erhöht, was die Verwendung des Federelementes bei höher belasteten Zahnrädern ermöglicht, ohne die maximal erlaubte Biegespannung des Feder materials zu überschreiten. Zudem kann die Belastung des Federelementes reduziert werden, was in einer höheren Lebensdauer desselben resultiert.
Zur Erzeugung der Reibungskraft weist gemäß einer ersten Ausführungsform der Erfindung, die Gegenstand der Fig. 8 ist, das Federelement 3 eine Teilerfedergeornetrie auf. Dadurch werden nach der Verbindung des Fe- derelementes 3 mit dem Zahnrad 1 die Zähne 6 des Federelementes 3 gegen die Zähne 7 des Zahnrades 1 aufgrund der durch die Teferfedergeometrie erzeugten Normalkraft gedrückt, wodurch die für die Realisierung der Reibungskraft erforderliche Normaϊkraft FN erzeugt wird.
Eine weitere Möglichkeit zur Erzeugung der Normalkraft Fu ist Gegenstand der Fig. 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 Elaεtizitätseigenschaften des Federelementes 3 eine Normal kraft 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 Federeiemeπtes 3 entsprechend bearbeitet sein, um όen Reibkoeffizienten zu erhöhen.
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 άen Ansprüchen angegeben ist, zu beeinflussen, auch wenn diese Ausbildungen nicht explizit in öen Figuren oder in der Beschreibung dargestellt sind.
Sezugszeichen
1 angetriebenes Zahnrad
2 Synchron isieruπgsbautei!
3 Federeäement
4 antreibendes Zahnrad, Anlriebszahnrad
5 Zahn des Antriebszahnrades
6 Zahn des FedereSernenies
7 Zahn des angetriebenen Zahnrades
A Lage des Federelementes im vorgespannten Zustand
B Richtung der Gegenkraft
C Lage des Federelementes ohne AusSenkung
D Lage des Federelementes bei maximaler Ausäenkung

Claims

Patentansprüche
1. Einrichtung zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, dadurch gekennzeich net, dass sie ein an der der Synchronisierung (2) abgewandten Seite des angetriebenen Zahnrades (1) eines Zahnradpaares montiertes verzahntes, ringförmiges und in Umfangsrichtung federndes Federelement (3) umfasst, welches die gleiche Zähneanzahl und Zahngeometrie aufweist wie das angetriebene Zahnrad (1) und derart mit dem Zahnrad (1) verbunden ist, dass dessen Zähne (6) bezüglich der Zähne (7) des Zahnrades (1) um eine vorgegebene Abweichung winkelversetzt angeordnet sind, so dass, wenn das angetriebene Zahnrad (1) mit dem antreibenden Zahnrad (4) im montierten Zustand in Eingriff steht, das Federelement (3) vorgespannt ist.
2. Einrichtung zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach Anspruch 1, dadurch geke n nzei ch net , dass die Vorspann kraft einer Gegenkraft FD entspricht, deren Betrag gleich oder größer ist als der Betrag der Kraft, die aufgrund der Winkeibeschleunigung und des Massenträgheitsmomentes J des antreibenden Zahnrades (4) verursacht wird.
3. Einrichtung zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach Anspruch 1 oder 2, dadurch geken nzeich n et , dass die Vorspannkraft FCi durch die maximale Winkelbeschleunigung der Ge- triebewelien, den Außendurchmesser und den Innendurchmesser des Zahnrades (4) und der Dichte des Zahπradmaterials bestimmbar ist.
4. Einrichtung zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach Anspruch 1 , 2 oder 3, dadurch ge ke n nzeic h n et, dass bei bekannter Vorspann kraft die Federauslenkung
Figure imgf000019_0001
in Urnfangsrich- tung als Funktion der Vorspann kraft, des Elastizitätsmoduls des Feder materiais und dimensionsbezogener Parameter des Federelementes bestimmbar ist.
5. Einrichtung zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekenn ze ich n et, dass das FedereSement (3) mit dem angetriebenen Zahnrad (1 ) mittels Laserstrahlschweißen, Stromschweißen, Verpressen oder durch Form- schluss verbunden ist
6. Einrichtung zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch geken n ze ich n et, dass das Federelement (3) derart mit dem angetriebenen Zahnrad (1) verbunden ist, dass die Zähne (6) des Federelementes (3) gegen die Zähne (7) des angetriebenen Zahnrades (1 ) gedrückt werden.
7, Einrichtung zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach Anspruch 6, dadurch geke n nzei ch net , dass das Federelement (3) eine Tellerfedergeometrie aufweist, wobei nach der Verbindung des FedereSementes (3) mit dem angetriebenen Zahnrad {1 ) die Zähne (6) des Federelementes (3) gegen die Zähne (7) des Zahnrades (1) aufgrund der durch die Teϊlerfedergeometrie erzeugten Normalkraft FN gedrückt werden.
8, Einrichtung zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach Anspruch 6, dadurch ge ke n nze i ch net, dass die dem Federelement (3) zugewandte Seite des angetriebenen Zahnrades (1) konkav ausgebildet ist, 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.
9. Verfahren zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, dadurch gekenn zeich net, dass am angetriebenen Zahnrad eines Zahnradpaares eine Gegenkraft FC: auf das antreibende Zahnrad ausgeübt wird, deren Betrag gleich oder größer ist als der Betrag der Kraft, die aufgrund der Wiπkeibeschieuπiguπg und des Massenträgheitsmomentes J des antreibenden Zahnrades verursacht wird, wodurch die Zähne des angetriebenen Zahnrades mit den Zähnen des Antriebszahnrades stets in Wirkverbindung bleiben, was in einer Vermeidung der Stöße und somit der Rasselgeräusche resultiert.
10. Verfahren zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach Anspruch 9, dadurch ge ke n nzei ch net, dass die Gegenkraft Fci durch ein an der der Synchronisierung (2) abgewandten Seite des angetriebenen Zahnrades (1) eines Zahnradpaares montiertes verzahntes, ringförmiges und in Umfangsrichtung federndes Federelement (3) erzeugt wird, welches die gleiche Zähneanzah! und Zahngeometrie aufweist wie das angetriebene Zahnrad (1) und derart mit dem Zahnrad (1) verbunden ist, dass dessen Zähne (6) bezüglich der Zähne (7) des Zahnrades {1} um eine vorgegebene Abweichung winkelversetzt angeordnet sind, so dass, wenn das angetriebene Zahnrad {1} mit den antreibenden Zahnrad (4) im montierten Zustand in Eingriff steht, das Federelement (3) vorgespannt ist, wobei die Vorspann kraft der Gegenkraft F0; entspricht.
11. Verfahren zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach Anspruch 10, dadurch geken nzeich net, dass die Vorspannkraft FGi durch die maximale Winkelbeschleunigung der Getriebewellen, den Außendurchmesser und den Innendurchmesser des antreibenden Zahnrades (4) und der Dichte des Zahnradmaterials des Zahnrades (4) bestimmbar ist.
12. Verfahren zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach Anspruch 10 oder 11 , dadurch ge ke n nzeic h n et, dass bei bekannter Vorspann kraft die Federauslenkung
Figure imgf000022_0001
in Umfangsrich- tung als Funktion der Vorspann kraft, des Elastizitätsmoduls des Federmaterials und dimensionsbezogener Parameter des FedereSementes (3) bestimmt wird.
13. Verfahren zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach Anspruch 10, 11 oder 12, dadurch ge ke n nzeich n et , dass zusätzlich zu der durch das Federelement (3) erzeugten Gegenkraft F0, eine weitere Gegenkraft FatC: durch Reibung zwischen den Zähnen {6} des Federelementes (3) und den Zähnen (7) des angetriebenen Zahnrades (1) erzeugt wird.
14. Verfahren zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach Anspruch 13, dadurch geke n nzei ch net , dass die für die Realisierung der Reibungskraft erforderliche Normalkraft FN durch eine TelSerfedergeometrie des Federeäementes (3) erzeugt wird.
15. Verfahren zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe, nach Anspruch 13, dadurch ge ke n nze i ch net , dass die für die Realisierung der Reibungskraft erforderliche Normalkraft FN dadurch erzeugt wird, dass die dem Federelement (3) zugewandte Seite des angetrie¬ benen Zahnrades (1) konkav ausgebildet ist, so dass nach der Montage des an der dem Zahnrad (1) zugewandten Seite plan ausgeführten Federelementes (3) die Zähne (6) des Federelementes (3) gegen die Zähne (7) des Zahnrades (1) gedrückt werden.
PCT/EP2008/060446 2007-09-07 2008-08-08 Einrichtung und verfahren zur reduzierung von rasselgeräuschen in einem zahnradgetriebe WO2009033901A2 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102007042762.1 2007-09-07
DE200710042762 DE102007042762A1 (de) 2007-09-07 2007-09-07 Einrichtung und Verfahren zur Reduzierung von Rasselgeräuschen in einem Zahnradgetriebe

Publications (2)

Publication Number Publication Date
WO2009033901A2 true WO2009033901A2 (de) 2009-03-19
WO2009033901A3 WO2009033901A3 (de) 2009-09-24

Family

ID=39884652

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2008/060446 WO2009033901A2 (de) 2007-09-07 2008-08-08 Einrichtung und verfahren zur reduzierung von rasselgeräuschen in einem zahnradgetriebe

Country Status (2)

Country Link
DE (1) DE102007042762A1 (de)
WO (1) WO2009033901A2 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2965029A1 (fr) * 2010-09-21 2012-03-23 Peugeot Citroen Automobiles Sa Ensemble a pignon et disque dente pour un engrenage avec rattrapage de jeu

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102013204781A1 (de) 2012-04-04 2013-10-10 Ford Global Technologies, Llc Getriebezahnrad
CN103382990B (zh) * 2013-07-01 2016-02-03 浙江吉利汽车研究院有限公司杭州分公司 一种改善齿轮啮合噪音的齿轮结构
CN103953695A (zh) * 2014-04-28 2014-07-30 四川大学 高阻尼滤波减速器

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5980563A (ja) * 1982-10-30 1984-05-10 Hino Motors Ltd エアコンプレツサ駆動用ギヤ装置
EP0881411A2 (de) * 1997-05-26 1998-12-02 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft, Patentabteilung AJ-3 Getriebezahnrad
DE102005041357A1 (de) * 2004-09-07 2006-04-06 Honda Motor Co., Ltd. Scherzahnrad und spielfreier Mechanismus
DE102005019349A1 (de) * 2005-04-26 2006-11-02 Bayerische Motoren Werke Ag Zahnrad
EP1748226A1 (de) * 2005-07-28 2007-01-31 Rudolf Schwarz GmbH & Co. KG Zahnrad mit Zahnspielausgleich

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2567229B1 (fr) 1984-07-05 1990-02-02 James Damas Procede et dispositif pour le rattrapage automatique des jeux dans les systemes a engrenages
US4811615A (en) 1987-12-14 1989-03-14 Borg-Warner Automotive, Inc. Mechanism for eliminating gear rattle in a shiftable transmission
DE9318792U1 (de) 1993-02-25 1994-03-03 Inst Maschinenelemente Uni Stu Getriebe
DE4426325B4 (de) 1993-08-26 2004-07-15 Volkswagen Ag Anti-Klappervorrichtung für ein Getriebe
DE19616503C2 (de) 1995-05-10 2003-08-28 Volkswagen Ag Getriebezahnrad mit magnetischer Zahnscheibe
DE19913563C1 (de) 1999-03-25 2000-06-08 Volkswagen Ag Antirasselzahnscheibe, insbesondere für ein Kraftfahrzeuggetriebe, und Verfahren zur Herstellung einer Antirasselzahnscheibe
SE526564C2 (sv) 2002-06-27 2005-10-11 Atlas Fahrzeugtechnik Gmbh Kugghjulsväxel med anordning för att hindra rassel

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5980563A (ja) * 1982-10-30 1984-05-10 Hino Motors Ltd エアコンプレツサ駆動用ギヤ装置
EP0881411A2 (de) * 1997-05-26 1998-12-02 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft, Patentabteilung AJ-3 Getriebezahnrad
DE102005041357A1 (de) * 2004-09-07 2006-04-06 Honda Motor Co., Ltd. Scherzahnrad und spielfreier Mechanismus
DE102005019349A1 (de) * 2005-04-26 2006-11-02 Bayerische Motoren Werke Ag Zahnrad
EP1748226A1 (de) * 2005-07-28 2007-01-31 Rudolf Schwarz GmbH & Co. KG Zahnrad mit Zahnspielausgleich

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2965029A1 (fr) * 2010-09-21 2012-03-23 Peugeot Citroen Automobiles Sa Ensemble a pignon et disque dente pour un engrenage avec rattrapage de jeu

Also Published As

Publication number Publication date
WO2009033901A3 (de) 2009-09-24
DE102007042762A1 (de) 2009-04-02

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE102011076790B4 (de) Antriebssystem für ein Fahrzeug
DE112010004468B4 (de) Reibungskupplung mit einer Kupplungsscheibe zur Übertragung von Drehmomenten
DE3519912C2 (de) Vorrichtung zur Verringerung von motorseitig erregten Schwingungen eines Antriebsstranges
EP2355993B1 (de) Antriebsstrang für ein kraftfahrzeug
DE112010006009T5 (de) Fahrzeugdämpfungsvorrichtung
DE102014205136A1 (de) Hybridmodul sowie Antriebsstrang mit dem Hybridmodul
EP2470807A1 (de) Verspannsystem und verfahren zum verspannen einer welle-nabe-verbindung
DE19857109A1 (de) Dämpferscheibenanordnung
EP3682130B1 (de) Drehmomentbegrenzer für einen antriebsstrang
DE112007003692T5 (de) Antriebswelle mit einem anordnungsabgestimmten Absorber
DE10338673B4 (de) Kupplungsvorrichtung
WO2009033901A2 (de) Einrichtung und verfahren zur reduzierung von rasselgeräuschen in einem zahnradgetriebe
DE102018115186A1 (de) Elektromotor mit Überlastschutzkupplung sowie Antriebsstrang
DE102016219773A1 (de) Kupplungsscheibe, Reibungskupplungseinrichtung und Antriebsstrang
DE102013215582A1 (de) Drehmomentübertragungseinrichtung und Steckverbindung für diese
DE202020005842U1 (de) Fliehkraftpendel mit einer Rotationsachse für einen Antriebsstrang
DE19913649A1 (de) Dämpfermechanismus
DE202019106786U1 (de) Drehmomentbegrenzer
DE10018955A1 (de) Schwingungsdämpfersystem
WO2016141930A1 (de) Drehmomentübertragungseinrichtung
WO2021223796A1 (de) Torsionsschwingungsdämpfer mit einer rotationsachse für einen antriebsstrang
WO2012048674A1 (de) Drehmomentübertragungsvorrichtung
DE112013005074B4 (de) Mehrfachkupplung zum lösbaren Verbinden einer Abtriebswelle mit einem Antriebsstrang
DE102011084141A1 (de) Antriebssystem mit einem Differentialdämpfer zur Drehungleichförmigkeitsreduktion
DE102009014705B4 (de) Doppelkupplungsgetriebe

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 08787041

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A2

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 08787041

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A2