1. Technisches Gebiet

Die Erfindung betrifft eine Klinkenkupplung einer Schaltvorrichtung insbesondere eines Planetengetriebes oder eines Stirnradgetriebes in einer pedal angetriebenen Fahrradnabe oder in der Nabe eines motorisch angetriebenen E-bikes.

2. Stand der Technik

Aus der EP 0 915 800 B1 ist eine Fahrradnabe mit mehreren Klinkenkupplungen von zugehörigen Planetengetrieben bekannt. An einer hohlen Antriebsachse sind zweiarmige Klinken auf Schwenkzapfen gelagert, von denen jeweils ein Sperr hebelarm stirnseitig in eine asymmetrische Innenverzahnung eines Sonnenrades, ein Antriebsdrehmoment abstützend, eingreift, wenn jeweils der andere Hebelarm durch eine Feder als ein Steuerhebel in ein Nockental eines Nockenkörpers gedrückt wird, der im inneren der Antriebsachse angeordnet ist und durch äußere Schaltmittel in verschiedene Gangstellungen zu verbringen ist. Die Stirnseite des Sperrhebels ist senkrecht zur Richtung der Sperrkraft orientiert, die durch den Schwenkmittelpunkt des Schwenkzapfens verläuft. Bei einem entsperrenden Schalten unter Last sind deshalb erhebliche Reibkräfte an der Stirnseite als auch auf dem Schwenkzapfen zusätzlich zu einer Federkraft zu überwinden, wodurch häufig die Schaltung verzögert erfolgt, wenn ein nächster Gang bereits geschaltet ist, was unter besonderen Umständen zu einer völligen Blockade der gesamten Getriebeanordnung führt. Dieses Problem tritt beim pedalen Kurbelantrieb auf und ist insbesondere dann gravierend, wenn nicht nur ein pedaler Kurbelantrieb, sondern auch ein motorisierter Zusatzantrieb während des Schaltens wirksam ist. Weiterhin ist aus der DE 10 2013 112 788 B4 bekannt, dass eine derartige Schaltklinkenanordnung beim Schalten unter Last wegen der hohen Reibkräfte der Klinken und der Nockenkörper mit einem mehrfachgestuften Nockenprofil versehen ist, so dass das Trennmoment der Klinke mit dem Drehwinkel der Nocke über ca. 90° von einem hohen Anfangswert auf ein Zehntel davon abfällt.

Die Schaltmittel können also maximal vier Gangeinstellungen bei einer Umdrehung unterbringen, weshalb weitere Steuermittel bei höheren Gangzahlen vorgesehen sind.

Das Entkkuppeln ist bei dieser vorbekannten Klinkenausgestaltung gemäß Fig. 2 von DE 10 2013 112 788 B4 insbesondere dadurch erschwert, dass die Stirnfläche des Sperrhebels sowie die Kupplungsfläche an der Innenverzahnung des Sonnenrades mit der Senkrechten zur radialen Sperrkraft einen spitzen Winkel α bilden, wodurch die äußere Kante des Sperrhebels sich unter Last in dem Sonnenrad verhaken kann.

3. Aufgabenstellung

Es ist Aufgabe der Erfindung eine Klinkenkupplung zu schaffen, die das Schalten unter Last erheblich vereinfacht und wobei die Nachteile des Standes der Technik überwunden werden.

4. Zusammenfassung der Erfindung

Die Aufgabe wird durch eine erfindungsgemäße Klinkenkupplung einer Schaltvorrichtung gemäß den Merkmalen des unabhängigen Anspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben. Ferner ist ein Verfahren zur Dimensionierung für die Klinkengestaltung zu einem lastunabhängigen Schalten mit abhängigen Ansprüchen angegeben.

Die Lösung besteht darin, dass die Stirnfläche eines Armes eines Sperrhebels sowie die korrespondierende Kupplungsfläche einer Innenverzahnung in einem einheitlichen Winkel derart mit der Senkrechten zur Richtung der Sperrkraft geneigt sind, dass kein Entgegenwirken oder Verhaken, sondern dass im Gegenteil beim Aktivieren einer Entkupplung eine resultierende Kraftkomponente in der Trennrichtung entsteht, welche die bei einem Schalten unter Last auftretenden Reibkräfte weitgehend kompensiert und dadurch den Schaltvorgang unterstützt.

Eine Klinkenkupplung einer Schaltvorrichtung besteht aus einer mit einem Schwenkzapfen an einer Antriebsachse gelagerten Klinke, deren Stirnfläche im gekuppelten Zustand in eine Verzahnung, insbesondere Innenverzahnung, eines Getrieberades sperrend eingreift, wozu sie gewöhnlich von einer Federkraft beaufschlagt ist. Zu einer Entkupplung ist eine durch Stellmittel verschwenkbare Nocke so an der Klinke angeordnet, dass sie verschwenkt sowohl ggf. einer Federkraft entgegenwirkt als auch Reibkräfte, die in dem Klinkenlager sowie zwischen der Klinkenstirnfläche und der Verzahnung, insbesondere bei einer Belastung durch ein durch die Klinke zu übertragendes Drehmoment auftreten, überwindet.

Die erfindungsgemäße Klinkenkupplung einer Schaltvorrichtung umfasst eine Klinke mit einem Sperrhebel und einem Steuerhebel, die auf einem Schwenkzapfen an einer Antriebsachse schwenkbar gelagert ist und bei der jeweils, wenn der Steuerhebel in ein Nockental eines Nockenkörpers hineingeschwenkt ist, ein Arm des Sperrhebels mit einer Stirnfläche in eine Verzahnung eines Getrieberades auf einer Kuppelfläche lastabhängig kraftschlüssig kuppelnd eingreift und jeweils, wenn durch eine Verstellung des Nockenkörpers der Steuerhebel auf eine Nocke aufläuft der Sperr hebel gegen eine lastabhängige Reibkraft aus der Innenverzahnung am Getrieberad löst, wobei die Stirnfläche sowie die Kuppelfläche in einem Winkel β zu einer Senkrechten von einem von der Klinkenschwenkachse radial ausgehenden, auf den Mittelpunkt der Stirnfläche führenden Vektor geneigt ist, wobei der Winkel β derart geneigt ist, dass der Radius r _K1 von der Klinkenschwenkachse zur auf der zur Innenverzahnung orientierten Kante der Stirnfläche kleiner ist als der Radius r _K2 von der Klinkenschwenkachse zur auf der zum Nockenkörper orientierten Kante der Stirnfläche, wodurch eine ebenfalls lastabhängige entkuppelnde Kraftkomponente gegen die Reibkraft auftritt.

Erfindungsgemäß werden die lastabhängigen Reibkräfte durch eine derartige Schräglage der Klinkenstirnflächen zur Senkrechten zur radialen Sperrkraft kompensiert, indem der Kraftvektor, der die Reibkräfte gemäß den jeweiligen Reibungskoeffizienten der Materialpaarungen der Reibflächen verursacht, so aufgeteilt wird, dass außer einer kuppelnden Kraftkomponente auch demgemäß eine Kraftkomponente in der Trennrichtung der Kupplung entsteht. Dadurch sind vorteilhaft die Anforderungen an die Steuermittel zur Kupplungsbetätigung weitgehend unabhängig von der jeweils zu schaltenden Last. Es wird damit ein einfacher und weitgehend lastunabhängiger Schaltvorgang unter Last ermöglicht. Dieser Vorteil betrifft sowohl pedal - als auch und insbesondere motorisch angetriebene Fahrradgetriebe: Der Antrieb muss im Schaltvorgang nicht eigens ausgesetzt werden, um ein Entkuppeln zu ermöglichen.

Der Fachmann erkennt, dass das Getrieberad je nach Einsatzfall entweder das Sonnenrad mit einer Innenverzahnung eines Planetengetriebes oder ein Zahnrad mit einer Innenverzahnung eines Stirnradgetriebes bildet. Die Klinkenkupplung einer Schaltvorrichtung und das Dimensionierungsverfahren sind damit für unterschiedliche Einsatzfälle hinsichtlich der Übersetzung, des erforderlichen Drehmoments und hinsichtlich der Abmessungen eines Getriebes am Fahrrad oder E-Bike für das Schalten unter Last einsetzbar.

In der Folge wird vorzugsweise der Einsatzfall des Getrieberades als Sonnenrad mit einer Innenverzahnung eines Planetengetriebes beschrieben. Dabei wird das Sonnenrad von wenigstens drei Planetenzahnrädern umlaufen. Planetengetriebe ermöglichen eine vorteilhaft kompakte und gewichtssparende Realisierung einer Übersetzung von Drehmomenten in der Antriebsnabe eines Fahrrads oder eines E-bikes.

Im Einsatzfall eines Zahnrads mit einer Innenverzahnung eines Stirnradgetriebes greift das Zahnrad in ein weiteres Zahnrad ein. In Anwendungsfällen, wo ein Stirnradgetriebe aus technischen Gründen vorgezogen wird, sind die erfindungsgemäßen Vorteile des Schaltens unter Last ohne weiteres übertragbar.

Es ist von Vorteil, wenn die so entstehende entkuppelnde Kraftkomponente mindestens der Kupplungs-Reibkraft in engen Toleranzen entspricht.

Bevorzugter Weise ist der Winkel β derart ausgebildet, dass der so entstehende Kraftvektor mit dem mittleren Abstand der Stirnfläche von der Schwenkachse ein auskoppelndes Moment bildet, das der Summe der Momente aus einer Reibkraft F _K mit dem Abstand r _K und einer Lagerreibung der Klinke am Schwenkzapfen (mit dem Lagerradius) mit engen Toleranzen entspricht.

Im gekuppelten Zustand kann ein Überwiegen des entkuppelnden Momentes über die Reibungsmomente durch eine in kuppelnder Richtung wirkende, passend dimensionierte Federkraft einer Feder übertroffen werden.

Bevorzugter Weise trägt der Sperrhebel mindestens eine Sperrnocke, die eine Nockenbahn tangiert, aus der jeweils eine Nocke/Gleitbahn herausragt, der in einer kuppelnden Drehstellung des Nockenkörpers den Sperr hebel mit dessen Sperrfläche gegen die Kuppelfläche verbringt, wobei der Steuerhebel von der Nocke in ein Nockental abgleitet.

Vorteilhafter Weise können an dem Sperrhebel zwei Sperrnocken parallel zueinander, beidseitig mit Spiel neben der Nocke positioniert, angeformt sein.

Ferner ist von Vorteil, dass die Stirnfläche und die Kupplungsfläche jeweils bogenförmig um die Schwenkachse ausgebildet sind.

Es ist bevorzugt, dass das Nockental und ebenso die Zahnbereiche der Innenverzahnung sich jeweils über 30° bis 45° des Nockenkörperumfangs bzw. des Getrieberadinneren erstrecken. In einem bevorzugten Ausführungsbeispiel kann die Verzahnung seitlich an einem Getrieberad ausgebildet sein und die Klinke und der Nockenkörper seitlich davon angeordnet sein, wobei der Schwenkzapfen an einem angetriebenen Getrieberad eines parallel zum erstgenannten Getrieberad angeordnet ist, so dass jeweils gekuppelt beide Getrieberäder gemeinsam rotieren.

Ferner löst die vorliegende Erfindung die Aufgabe mittels eines Verfahrens zur Dimensionierung einer erfindungsgemäßen Klinkenkupplung mit folgenden Schritten: - Bestimmung des Reibungskoeffizienten zwischen einer Stirnfläche und einer komplementären Kupplungsfläche durch Messung am Objekt und/oder aus einer Tabelle mit Materialeigenschaften, - Bestimmung eines Reibungskoeffizienten und eines Radius eines Schwenkzapfens durch Messung am Objekt und/oder aus einer Tabelle mit Materialeigenschaften, - Bestimmung eines Abstands der Stirnfläche und der komplementären Kupplungsfläche zur Schwenkachse, - Bestimmung eines Winkels β, wobei für die Stirnfläche eines Sperrhebels einer Klinke der Winkel β des stumpfen Winkels 90°+β, der sich gekuppelt formschlüssig in der komplementär ausgebildeten Verzahnung befindet, nur aus solchen Konstruktionsdaten bestimmt wird, die lastunabhängig sind, nämlich dem Reibungskoeffizienten zwischen der Stirnfläche und der komplementären Kupplungsfläche und deren Abstand zur Schwenkachse sowie dem Reibungskoeffizienten und dem Radius des Schwenkzapfens, wodurch sich der Winkel β = arctan((μ _K *r _K + μ _S *r _S ) / (r _K - μ _S *μ _K *r _S )) als optimal ergibt.

Es kann eine Näherung zur Dimensionierung genutzt werden, indem der Term (- μ _S *μ _K *r _S ) im Divisor vernachlässigt wird, wodurch sich die vereinfachte Berechnung als einen Näherungswert einen Winkel genähert β~ entsprechend β~ = arctan (μ _K + μ _S *r _S /r _K ) ergibt.

Die Dimensionierung des Winkels β der Schräglage der Klinkenstirnfläche ist sowohl von den Abmessungen der Klinke als auch von den Reibungskoeffizienten der Materialpaarungen der sich reibenden Flächen abhängig am Objekt. Es gibt Tabellen mit praktischen Erfahrungswerten der Reibungskoeffizienten, die jedoch eine breite Streuung der Koeffizienten zeigen. Zudem ist der Einsatz von Schmiermitteln von Bedeutung. Deshalb ist es im Einzelfall ratsam, die Reibungskoeffizienten nach einer üblichen Methode am Objekt zu ermitteln.

Zu den nachfolgenden Beispielen werden als Materialpaarungen jeweils Stahl auf Stahl, geschmiert, angenommen und die Reibungskoeffizienten einem üblich verwendeten Mittelwert entsprechend, auf 0,12 festgelegt. Bei den vergleichsweisen Abmessungen, die einem Produkt gemäß der DE 10 2013 112 788 B4 entnommen wurden, ergibt sich entgegen dem dort eigesetzten und der Entkupplung entgegenwirkenden spitzen Winkles α rechnerisch eine optimale Schräglage der Klinkenstirnflächen-normalen von 7° zum Radialvektor durch die Klinkenschwenkachse. In einem anderen Beispiel der Materialkombination und/oder Schmierung ergab die Berechnung 10° für die Schräglage der genannten Kennwerte der belasteten Klinke.

Der Winkel β liegt je nach Materialpaarung und gegebenenfalls Schmierung vorzugsweise in einem Bereich von 3° bis 30°, vorteilhafter Weise zwischen 5° und 20°, bevorzugter Weise zwischen 6° und 12°.

Ein Reibungskoeffizient hängt von der Materialpaarung, der Wärmebehandlung wie dem Härten, der Schmierung, der Kontaktdauer etc., ab. Das heißt, dass eine erhebliche Streuung der Reibungskoeffizienten bei der Bestimmung des Winkels β berücksichtigt wird.

Als Materialpaarungen werden vorzugsweise Stahl und Stahl oder Stahl und Aluminium eingesetzt. Es kommen aber auch andere Materialien in Kombination mit Stahl oder in Kombination miteinander, wie beispielsweise Aluminiumbronze, Bronze, Berylliumkupfer, Messing, Teflon, Industriekeramik oder massive oder oberflächenbeschichtete Komponenten mit einer reibungsarmen aber tribologisch widerstandsfähigen Oberfläche, beispielsweise aus Carbon oder Carbonfasern in Betracht, um so einen Winkel β realisieren zu können, bei dem auch unter hoher Last und starken Erschütterungen von außen eine sichere Kupplung und Entkupplung zu gewährleisten ist. Der Reibungskoeffizient der einzelnen Materialkombinationen wird durch Messung am Objekt ermittelt und/oder aus einer Tabelle mit Materialeigenschaften ermittelt.

Die Bestimmung der technisch sich unterscheidenden Reibungskoeffizienten der jeweiligen Materialpaarung und derer Reibungsparameter ist integraler Bestandteil des Verfahrens zur Dimensionierung und bestimmt den jeweils erfindungsgemäß resultierenden Winkel β.

Damit wird eine Lösung angeboten, bei welcher der Winkel β einerseits den Schaltvorgang des Entkuppelns unterstützt und dabei andererseits das sichere Halten der Kupplung ermöglicht, statt wie bisher üblich einem Vorgang der Entkupplung entgegenzuwirken, um ein Halten der Kuppelung zu erreichen.

5. Kurze Beschreibung der Zeichnungen

Im Folgenden werden anhand von Figuren Ausführungsbeispiele der Erfindung beschrieben. Diese Figuren zeigen:

Fig. 1 - Stand der Technik aus EP 0915 800 B1.

Fig. 2 - Stand der Technik aus DE 10 2013 112 788 B4.

Fig. 3 - Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung umfassend einen Sperrhebel einer Klinke.

Fig. 4 - Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung einer Klinkenschaltung.

Fig. 5 - Einen Ausschnitt mit formschlüssig gesteuerter Klinke. Fig. 6 - Eine formschlüssige Klinkenanordnung in perspektivischer Ansicht.

Fig. 7 - Einen Schwenkzapfen mit Sperrhebel und Steuerhebel und einen Nockenkörper in perspektivischer Ansicht.

6. Detaillierte Beschreibung

Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung sind nachfolgend nur beispielhaft beschrieben. Diese Beispiele stellen die besten Wege dar, die Erfindung in der Praxis umzusetzen, welche dem Anmelder derzeit bekannt sind, obwohl dies natürlich nicht die einzigen Wege sind, auf welchen dies erreicht werden könnte. Die Beschreibung legt die Funktionen des Beispiels und die Abfolge der Schritte für das Gestalten und den Betrieb des Beispiels dar. Jedoch können dieselben oder äquivalente Funktionen und Abfolgen von anderen Beispielen erzielt werden.

Gleiche Bauteile weisen gleiche Bezugszeichen auf.

Fig. 1 zeigt aus der EP 0 915 800 B1 eine Klinkenkupplung eines Planetengetriebes in gekuppeltem Zustand. An der hohlen Antriebsachse 6 ist mit dem Schwenkzapfen 2 die zweiarmige Klinke 1 um die mittige Schwenkachse 8 des Schwenkzapfens 2 verschwenkbar gelagert. Der eine Arm der Klinke 1 ist der Steuerhebel 4, der durch eine Federkraft F in ein Nockental NT eines Nockenkörpers 5 gedrückt wird. (Die Federkraft F ist nicht dargestellt, da sie dem Fachmann geläufig ist.) Der gegenüberliegende Klinkenarm ist der Sperrhebel 3, dessen Stirnfläche SF eine Kupplungsfläche KF einer Innenverzahnung ZI des Sonnenrades 7 formschlüssig kontaktiert. Die Stirn- und Kupplungsflächen stehen senkrecht zu einem Kraftvektor, der im Lastfall von der Schwenkachse 8 aus auf die Stirnfläche SF gerichtet ist. Verdreht man den Nockenkörper im Bild im Uhrzeigersinn, drückt die Nocke N den Steuerhebel 4 in den Bereich der Antriebsachse 6, wobei sie die Federkraft F und die lastabhängigen Reibkräfte an der Stirnfläche SF sowie an der Reibfläche RF am Schwenkzapfen 2 überwinden muss. Fig. 2 zeigt aus der DE 10 2013 112 788 die analogen Verhältnisse zu Fig. 1 in der Darstellung eines Getrieberades. Dieses kann entweder das Sonnenrad eines Planetengetriebes bilden oder ein Zahnrad eines Stirnradgetriebes. Ein wesentlicher Unterschied zur EP 0 915 800 B1 besteht darin, dass die Stirnfläche SF des Sperrhebels 3 nicht in der Senkrechten, sondern in einem spitzen Winkel α entgegen der Senkrechten zum Radialvektor der durch die Klinkenschwenkachse 8 verläuft, welcher auf das Innere des Getrieberades gerichtet in die Sperrrichtung geneigt ist und die dadurch erhöhten Haftkräfte beim Entkuppeln überwunden werden müssen. Dafür ist ein anderes Nockenprofil ausgebildet, durch welches die Auswirkung der erhöhten lastabhängigen Reibkräfte beim Lösen der Kupplung stufenweise über einen sehr weiten Nocken-Verdrehwinkel reduziert wird.

Fig. 3 zeigt in einer Aufsicht den neuartigen Sperrhebel 3 der Klinke im Detail mit Maßbezeichnungen und Kraftvektoren am Beispiel des Anwendungsfalles als Sonnenrad in einem Planetengetriebe. Der Sperrhebel 3 ist im Schwenkzapfen 2 um die Klinkenschwenkachse 8 verschwenkbar. Ein Lager, in welchem der Schwenkzapfen 2 um die Klinkenschwenkachse 8 dreht, ist in Fig. 3 nicht dargestellt. Die Klinke ist in das Sonnenrad 7 formschlüssig eingeklinkt. Auf der Stirnfläche SF des Sperrhebels 3 steht bei einer Kraftübertragung auf die Kuppelfläche KF des Sonnenrades 7 ein von der Klinkenschwenkachse 8 radial ausgehender Kraftvektor R _K an. Die Stirnfläche SF steht nicht wie in den bekannten Anordnungen zu diesem senkrecht oder wie in der DE 10 2013 112 788 B4 um einen Winkel in Sperrrichtung geneigt, sondern gemäß der Neuerung um einen Winkel β in der entgegengesetzten Richtung, also zum Sonnenrad hin entgegen der Sperrrichtung so geneigt, dass ein Entkuppeln unterstützt wird. Durch ihre Schrägstellung liegt senkrecht zur Stirnfläche SF eine Normalkraft N _K an, die vektoriell aus dem radialen Kraftvektor R _K und einem tangentialen Kraftvektor T _K zusammengesetzt ist. Es gilt für R _K = N _K * cos(β) und für T _K = N _K * sin(β). Die lastabhängige Tangentialkraft T _K ist in die Richtung orientiert, in der sie ein Lösen der Klinke unterstützt. Andererseits wirkt die lastabhängige Reibkraft F _K , die zwischen der Stirnfläche SF und der Kuppelfläche KF am Sonnenrad 7 auftritt, sowie die Kraft F _S , die an der Reibfläche RF an dem Schwenkzapfen 2 beim Lösen der Klinke auftritt, der Tangentialkraft T _K entgegengesetzt. Das wird erfindungsgemäß zu einer weitgehenden Kompensation der lastabhängigen Momente M _GES (nicht in Fig. 3 dargestellt) genutzt. Anzumerken ist, dass an der Reibfläche RF des Schwenkzapfens 2 sowohl ein Anteil der Reibkraft durch die Radialkraft R _K bestimmt ist als auch ein geringerer weiterer Beitrag durch die Reibkraft an der Stirnfläche SF proportional zum Produkt der Reibungskoeffizienten μ _K und μ _S (beide nicht in Fig. 3 dargestellt) anfällt.

Dadurch wird eine Klinkenkupplung einer Schaltvorrichtung realisiert, bei der die Klinke 1 mit dem Sperrhebel 3 und dem Steuerhebel 4 auf dem Schwenkzapfen 2 an der Antriebsachse 6 schwenkbar gelagert ist und jeweils, wenn der Steuerhebel 4 in ein Nockental NT des Nockenkörpers 5 hineingeschwenkt ist, ein Arm des Sperrhebels 3 mit der Stirnfläche SF in eine Innenverzahnung ZI des Getrieberades auf der Kuppelfläche KF lastabhängig kraftschlüssig kuppelnd eingreift und jeweils, wenn durch eine Verstellung des Nockenkörpers 5 der Steuerhebel 4 auf eine Nocke N aufläuft der Sperr hebel 3 gegen eine lastabhängige Reibkraft F _K aus der Innen Verzahnung ZI löst, wobei die Stirnfläche SF sowie die Kuppelfläche KF in dem Winkel β zu einer Senkrechten von einem von der Klinkenschwenkachse 8 radial ausgehenden, auf den Mittelpunkt der Stirnfläche SF führenden Vektor geneigt ist, wobei der Winkel β derart geneigt ist, dass der Radius r _K1 von der Klinkenschwenkachse 8 zur auf der zur Innen Verzahnung ZI orientierten Kante 31 der Stirnfläche SF ist kleiner als der Radius r _K2 von der Klinkenschwenkachse 8 zur auf der zum Nockenkörper 5 orientierten Kante 32 der Stirnfläche SF, wodurch eine ebenfalls lastabhängige entkuppelnde Kraftkomponente gegen die Reibkraft F _K auftritt.

Fig. 4 zeigt eine zusätzlich optimierte Klinkenanordnung am Beispiel des Anwendungsfalles als Sonnenrad in einem Planetengetriebe. Diese Anordnung kann beispielhaft auch auf das Zahnrad eines Stirnradgetriebes übertragen werden. Zum einen ist die Stirnfläche SFR des Sperrhebels 3 zirkular um die Klinkenschwenkachse 8 gerundet ausgebildet; ebenso ist die komplementäre Zahnradflanke der Innenverzahnung ZI des Sonnenrades 7 als gerundete Kuppelfläche KFR ausgebildet, wodurch sowohl im eingekuppelten Zustand ein Halt gewährt ist als auch das Entkuppeln weiter erleichtert ist. Demgemäß ist der Steuerhebel 4 gerundet ausgebildet und ebenso sind das Nockenprofil im Nockental NT und dessen äußeren Ränder gerundet. Der Schaltwinkel, den das gesamte Nockental NT beansprucht, beträgt weniger als 45° und beträgt damit vorteilhafter Weise im Vergleich zum mit etwa 100° angegebenen Schaltwinkel der in Fig. 2 gezeigten Steuerkurven weit weniger als die Hälfte. Deshalb können auf einer Umdrehung von parallel aufgereihten Nockenkörpern erfindungsgemäß mehr Schaltstellungen angeordnet werden, ohne dass kritische Überschneidungen beim Schalten entstehen.

Der Winkel β einer gerundeten Stirnfläche SFR des Sperrhebels wird bezüglich der Verbindungslinie der Eckpunkte der Rundung bestimmt. Durch die Rundung ergibt sich eine Gleichverteilung der Sperrkraft auf das Reibflächenpaar, wodurch beim Entkuppeln definierte Reibungsverhältnisse bestehen. Um eine möglichst ausgewogene Kompensation der lastabhängigen Kräfte herzustellen, wird ein neuartiges Verfahren genutzt, dessen mathematische Herleitung im Einzelnen dargestellt ist. Die angegebenen Gleichungen sind zwischen Schrägstrichen nummeriert. Das Verfahren basiert auf der Zielvorgabe, dass sich die auf die Klinke wirkenden lastabhängigen Kräfte, die beim Entkkuppeln auftreten, weitgehend kompensieren sollen, d.h. ihr Gesamtmoment M _GES ist im Wesentlichen null. Das führt zur Gleichung /5/. Die Reibkräfte sind jeweils proportional zum zugehörigen Reibungskoeffizienten μ _K bzw. μ _S . Die Reibkraft F _K an der Kupplungsfläche SF bzw. SFR ergibt sich aus der Normalkraft N _K , vgl. /2/. Die in dem Momenten- Gleichung en angegebenen Längen der jeweiligen Kraftarme sind der Radius r _S vom Schwenkzapfen 2 bzw. der radiale Abstand r _K der Kupplungsfläche KF oder KFR von der Klinkenschwenkachse 8. Löst man die Gleichung /5/ des Gesamtmomentes M _GES gemäß der Forderung nach Gleichung /6/ auf, so ergibt sich ein optimierter Winkel β aus Gleichung /14/. Durch eine Vernachlässigung eines im praktischen Ergebnis relativ kleinen Terms ergibt sich daraus die Gleichung /15/, die einen Zusammenhang des angenäherten Winkels β~ aus den beiden genannten Reibungskoeffizienten und dem Verhältnis der Radien der Reibflächen zur Schwenkachse 8 herstellt.

In den folgenden mathematischen Formeln sind die erfindungsgemäßen Erkenntnisse über eine vorteilhafte Dimensionierung der Gestalt des Sperrhebels und von dessen komplementärer Kuppelfläche verdeutlicht:

An der Stirnfläche SF der Klinke 1 zu einem virtuell festgesetzten Sonnenrad 7 wirkt die Normalkraft N _K . Diese kann in eine Komponente R _K radial zur Lagerung der Klinke N _K *cos(β) und eine Tangentialkomponente T _K aufgeteilt werden. Es gilt:

T _K = N _K *sin(β) /1/.

An der Stirnfläche SF wirkt die Reibkraft F _K , mit:

F _K = μ _K *N _K /2/.

Diese hat ebenfalls eine radiale Komponente F _K *sin(β). Insgesamt wirkt also die Radialkraft A _K :

A _K = N _K *cos(β) + F _K *sin(β) = N _K *cos(β) + μ _K *N _K *sin(β) =

N _K *(cos(β) + μ _K *sin(β)) /3/.

Die Normalkraft N _S am Schwenkzapfen 2 ist betragsmäßig gleich A _K . Die Reibungskraft F _S ergibt sich folglich durch:

F _S = μ _S *N _S = μ _S *A _K = μ _S *N _K *(cos(β) + μ _K *sin(β)) /4/.

Das gesamte Drehmoment M _GES , das auf die Klinke 1 wirkt, hat drei Komponenten, erzeugt durch die Kräfte T _K , F _K und F _S , mit den zugehörigen Radien r _K und r _S : M _GES = T _K *r _K - F _K *cos(β)*r _K - F _S *r _S /5/.

Für den Fall, dass die Reibungskräfte genau auskompensiert sind, gilt M _GES = 0, woraus sich β wie folgt bestimmen lässt:

T _K *r _K - F _K *cos(β)*r _K - F _S *r _S = 0 /6/.

<=> N _K *sin(β)*r _K - μ _K *N _K *cos(β)*r _K - μ _S *N _K *(cos(β) + μ _K *sin(β))*r _S = 0 /7/.

<=> sin(β)*r _K - μ _K *cos(β)*r _K - μ _S *(cos(β) + μ _K *sin(β))*r _S = 0 /8/.

<=> sin(β)*r _K - μ _K *cos(β)*r _K - μ _S *cos(β)*r _S + μ _S *μ _K *sin(β)*r _S = 0 /9/.

<=> sin(β)*r _K - μ _S *μ _K *sin(β)*r _S = μ _K *cos(β)*r _K + μ _S *cos(β)*r _S /10/.

<=> sin(β)*(r _K - μ _S * μ _K *r _S ) = cos(β)*(μ _K *r _K + μ _S *r _S ) /11/.

<=> sin(β) / cos(β) = (μ _K *r _K + μ _S *r _S ) / (r _K - μ _S *μ _K *r _S ) /12/.

<=> tan(β) = (μ _K *r _K + μ _S *r _S ) / (r _K - μ _S *μ _K *r _S ) /13/.

<=> β = arctan ((μ _K *r _K + μ _S *r _S ) / (r _K - μ _S *μ _K *r _S )) /14/.

Da r _K praktisch beträchtlich größer ist als μ _S *μ _K *r _S , kann letzteres vernachlässigt werden, um folgende Näherung zu erhalten: β~ = arctan ((μ _K *r _K + μ _S *r _S ) / r _K ) = arctan (μ _K + μ _S *r _S /r _K ) /15/.

Demnach kann eine Näherung zur Dimensionierung genutzt werden, indem ein definierter Teil des Terms, nämlich der Term (- μ _S *μ _K *r _S ) im Divisor vernachlässigt wird, wodurch die vereinfachte Berechnung als einen Näherungswert einen Winkel (β~) entsprechend β~ = arctan (μ _K + μ _S *r _S /r _K ) ergibt.

Wählt man als Beispielwerte für die Radien und Reibungskoeffizienten, die bekannte Objekte aufweisen, so führt das gezeigte Bemessungsverfahren exemplarisch zu folgendem Ergebnis: r _S = 3mm, r _K = 6,5mm, μ _K = μ _S = 0,12 -> β = 10,01°, β~ = 9,95° Es zeigt sich, dass die Näherung nach Gleichung /15/ nur um weniger als 1% vom exakten Wert gemäß Gleichung /14/ abweicht. Die Toleranzen, die die Bestimmung der Reibungskoeffizienten und deren Langzeitverhalten aufweisen, liegen erheblich höher. Deshalb ist jeweils zu entscheiden, wie das Toleranzfeld zwischen einer Über- und einer Unterkompensation gelegt werden soll. Im Fall einer Überkompensation ist eine ausreichende Federkraftreserve vorzuhalten, welche die Kupplung sicher geschlossen hält.

Die dargestellte Art der schaltbaren Kupplung eines Getrieberades mit einem Antriebselement durch eine nockengesteuerte Klinke, die beispielhaft wie im Stand der Technik üblich, im Inneren eines Sonnenrades angeordnet ist, lässt sich mit allen Neuerungen ohne weiteres auf einen seitlichen Versatz der Klinke mit dem Nockenkörper und dem Antriebselement übertragen, wenn das Getrieberad eine seitliche Kupplungsverzahnung trägt. Wenn mehrere Getriebe nebeneinander angeordnet sind [wie gewöhnlich im Stand der Technik], kann der Schwenkzapfen der Klinke auf einem benachbarten antreibenden Getrieberad montiert sein, wodurch die jeweils verkuppelten Getrieberäder gemeinsam umlaufen.

Eine weitere vorteilhafte Ausgestaltung einer Kuppelvorrichtung mit einer Klinke ist anhand der Fig. 5 und 6 beschrieben. Hierbei wird die Kupplung und Entkupplung der Klinke ohne eine Federkraft möglich gemacht, indem die Einstellung der Klinke in die Kuppel- bzw. Entkuppelrichtung jeweils bei einer Verdrehung des Nockenkörpers mittels zusätzlicher Nocken formschlüssig erfolgt, wobei zudem die zuvor beschriebene entkuppelnde Schrägstellung der Stirnfläche des Sperr hebels genutzt wird. Erhebliche Toleranzen der Reibungskoeffizienten sind dadurch problemlos adaptierbar.

Fig. 5 zeigt eine formschlüssig zu steuernde Klinkenanordnung in entkuppelter Stellung am Beispiel eines Planetengetriebes. Diese Anordnung kann auch auf das Zahnrad eines Stirnradgetriebes übertragen werden. Der Steuerhebel 4 befindet sich auf der Höhe der Nocke N wodurch die gerundete Sperrfläche SFR am Sperrhebel 3 von der gerundeten Kuppelfläche KFR getrennt ist und der Sperrhebel 3 die Zähne des Getrieberades, nämlich des Sonnenrades, frei passieren kann bis der Nockenkörper 5 in der Pfeilrichtung so weit verdreht worden ist, dass ein Vorsprung G2 an einer Gleitkufe eine Sperrnocke S2, die an dem Sperrhebel 3 angeformt ist, unterlaufen hat und diesen so weit hinausdrückt, dass die Sperrfläche SFR die Kuppelfläche KFR kontaktiert und so den hier nicht dargestellten gekuppelten Zustand herstellt. Eine Federkraft ist in diesem Ausführungsbeispiel zum Kuppeln nicht vorgesehen, und eine überkompensierte Kupplungstrennkraft, die beispielsweise bei einer Verringerung des Reibungskoeffizienten auftreten kann, bleibt ohne störende Folgen für eine Lastübertragung, wenn eine Kupplung vom Schwenkzapfen 2 auf das Sonnenrad 7 erfolgt.

Fig. 6 zeigt einen perspektivischen Ausschnitt zu einer vorteilhaften Klinkengestaltung gern. Fig. 5 in der gekuppelten Stellung. Der Schwenkzapfen 2, der hier nicht sichtbar mit einer hohlen Antriebsachse 6 verbunden ist, trägt die bereits zuvor beschriebenen Sperr- und Steuerhebel 3, 4, die mit der Nocke N am Nockenkörper 5 die Kupplung lösend Zusammenwirken, wenn der Nockenkörper verdreht wird. Der Sperr hebel 3 hat neuerlich noch zwei parallele Sperrnocken S2, S3, die mit Vorsprüngen G2, G3 auf Gleitbahnen des Nockenkörpers 5, wenn dieser in die die gezeigte Stellung verbracht ist, kuppelnd Zusammenwirken. Der gesamte Bereich vom Beginn des Einkuppelns bis zum Ende des Entkkuppelns bei einer fortlaufenden Weiterschaltung bedarf einer ca. 30° Verdrehung des Nockenkörpers 5, so dass im Prinzip 12 verschiedene Einstellungen auf dem ganzen Umfang des Nockenkörpers Platz finden können.

Die formschlüssige Steuerung der Klinkenkupplung hat den weiteren Vorteil, dass Federn zur Klinkenbetätigung entfallen können und die die neuartige Steuerung bewirkenden Elemente, nämlich die Gleitbahnen mit ihren Erhöhungen und die Sperrnocken jeweils völlig integriert mit dem Nockenkörper bzw. dem Sperrhebel hergestellt werden. Die paarweise Anordnung der Gleitbahnen und der Sperrnocken beidseitig der umgekehrt wirkenden Nocke N vermeidet vorteilhaft das Entstehen von Torsionskräften am Sperr hebel 3 sowie von Biegekräften am Schwenkzapfen mit ggf. auftretender erhöhter Reibung und Abnutzung in dem Schwenklager.

Alternativ sind zwei parallele Steuerhebel über damit fluchtenden parallelen Nocken vorgesehen, und nur eine Sperrnocke ist mit einer zugehörigen Gleitnocke zwischen den beiden anderen Nocken mit ausreichendem Spiel angeordnet.

Fig. 7 zeigt einen Schwenkzapfen mit Sperrhebel und Steuerhebel und einen Nockenkörper in perspektivischer Ansicht.

Der Schwenkzapfen 2 mit dem Steuerhebel 4 und dem Sperrhebel 3 ist um eine Klinkenschwenkachse 8 drehbar gelagert. Das Lager ist nicht dargestellt. Ausgehend von der Klinkenschwenkachse 8 ist der Radius r _K1 hin zu der zur Innenverzahnung ZI (nicht dargestellt) orientierten Kante 31 der Stirnfläche SF am Sperrhebel 3 ausgebildet. Ausgehend von der Klinkenschwenkachse 8 ist der Radius r _K2 hin zur zum Nockenkörper 5 orientierte Kante 32 der Stirnfläche SF am Sperrhebel 3 ausgebildet.

Die Bezugszeichenliste bezieht sich auf die beigefügten Figuren und das Verfahren zur Dimensionierung.

1 Klinke

2 Schwenkzapfen

RF Reibfläche an 2

3 Sperrhebel

31 zur Innenverzahnung ZI orientierte Kante

32 zum Nockenkörper orientierte Kante

SF Stirnfläche an 3

SFR Stirnfläche gerundet

S2, S3 Sperrnocken an 3

4 Steuerhebel

5 Nockenkörper

N Nocke

NT Nockental in 5

NP Nockenprofil

G2, G3 Gleitbahnen

F Federkraft

6 Antriebsachse

7 Sonnenrad

ZI Innenverzahnung

KF Kupplungsfläche

KFR Kupplungsfläche gerundet

8 Klinkenschwenkachse

N _K Normalkraft an SF

F _K Reibkraft an SF

R _K Radialkomponente von N _K

T _K T angentialkomponente von N _K μ _K Reibungskoeffizient der Kupplungsflächen SF zu KF

A _K Radialkraft in 1

N _S Normalkraft an RF

F _S Reibkraft an RF V Drehrichtung μ _S Reibungskoeffizient an RF M _GES Gesamtmoment r _S Radius von 2 r _K Abstand KF von 8 α spitzer Winkel β Winkel β~ Winkel genähert