Beschreibung

Getriebeeinheit mit überlastschutz sowie Stelleinrichtung

Die Erfindung betrifft eine Getriebeeinheit mit überlast ^¬ schutz sowie eine Stelleinrichtung, insbesondere eine Kraft ^¬ fahrzeug-Feststellbremse .

In einem Kraftfahrzeug werden unterschiedlichste Stellteile, wie zum Beispiel die Seitenfenster, Sitzelemente oder auch die Feststellbremse mit Kraftfahrzeug-Stellantrieben bewegt und positioniert. Solche Stellantriebe weisen zumeist eine Getriebeanordnung und einen fremdkraftbetriebenen Antrieb, in der Regel einem Elektromotor, auf. Um zu hohe Drehmomente o- der Kräfte bei der Kraftübertragung von dem Antrieb auf die

Getriebeeinheit und die nachgelagerte Stellmechanik und damit verbundene Beschädigungen der Stellmechanik oder des Stellantriebes selbst zu vermeiden, kann ein solcher Stellantrieb mit einem überlastschutz nach Art einer Rutschkupplung inner- halb des Getriebes ausgestattet sein. Aus Sicherheitsgründen ist es dabei erforderlich, dass das Durchrutschmoment für beide Drehrichtungen, also zum Beispiel für das Anziehen und das Lösen einer Feststellbremse, gleich ist. Hierfür sind Rutschkupplungen nach Art einer Axialverzahnung zwischen zwei kooperierenden Getrieberädern, „Festrad" und „Rutschrad", mit fluchtenden Zahnradachsen bekannt, die auf einer Antriebswelle angeordnet und über eine konventionelle Axialverzahnung miteinander gekoppelt sind. Dabei ist das Rutschrad axial verschiebbar sowie relativ zur Antriebswelle drehbar gelagert und mittels eines Federelementes gegen das Festrad gespannt, wodurch die Axialverzahnung mit definierter Kraft in Eingriff gehalten wird. Zur Gewährleistung eines für beide Drehrichtungen gleichen Durchrutschmomentes erfolgt der Antrieb bzw. Abtrieb über eine geradverzahnte Radialverzahnung des Rutsch- rades. Solche geradverzahnten Radialverzahnungen führen jedoch zu erhöhten Getriebegeräuschen, die insbesondere bei einem Einsatz in Kraftfahrzeugen unerwünscht sind.

Eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine Getrie ^¬ beeinheit mit überlastschutz für eine Stelleinrichtung, insbesondere für eine Kraftfahrzeug-Feststellbremse, bereitzu- stellen, bei der die Durchrutschmomente für beide Drehrich ^¬ tungen gleich oder nahezu gleich sind und die gleichwohl wesentlich niedrigere Getriebegeräusche ermöglicht. Diese Auf ^¬ gabe wird durch eine Getriebeeinheit mit überlastschutz nach Anspruch 1 bzw. durch eine Stelleinrichtung mit einer solchen Getriebeeinheit nach Anspruch 7 gelöst.

Die Getriebeeinheit mit überlastschutz weist dazu zwei koaxi ^¬ al fluchtend angeordnete, über eine Axialverzahnung gekoppel ^¬ te Getrieberäder auf, wobei das erste Getrieberad, das „Rutschrad", axial beweglich angeordnet und mit Hilfe eines Federelements axial gegen das zweite Getrieberad, ds „Fest ^¬ rad", angedrückt ist. Dadurch wird die Axialverzahnung zwi ^¬ schen den beiden Getrieberädern mit definierter Kraft gegen von der Axialverzahnung ausgeübte Ausrückkräfte in Eingriff gehalten.

Erfindungsgemäß weist zumindest das erste Getrieberad eine schräg verzahnte Radialverzahnung auf, über die es mit einem weiteren Getriebeelement (80) in Antriebsverbindung steht. Darüberhinaus weist die Axialverzahnung (11) eine asymmetri- sehe Verzahnung auf, die je nach Belastungsrichtung unterschiedlich große Ausrückkräfte in Axialrichtung erzeugt. Durch die unterschiedlichen Ausrückkräfte werden die sich aus der schräg verzahnten Radialverzahnung ergebende Axialkräfte, die sich je nach Belastungsrichtung der Zahnräder zur Feder- kraft des Federelements addieren oder subtrahieren, so ausge ^¬ glichen, dass sich in beiden Belastungsrichtungen ein betragsmäßig gleichgroßes oder nahezu gleichgroßes Durchrutsch ^¬ moment einstellt.

Durch die Asymmetrie der Axialverzahnung kann so trotz der entstehenden Axialkräfte auf das Rutschrad ein für beide Drehrichtungen gleiches oder zumindest nahezu gleiches Durch ^¬ rutschmoment erreicht werden. Mit anderen Worten: Die Asym- metrie der Axialverzahnung erlaubt den Einsatz von geräuscharmen, schräg verzahnten Radialzahnrädern, wobei für beide Drehrichtungen das gleiche bzw. nahezu gleiche Durchrutschmo ^¬ ment gewährleistet werden kann.

Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben.

Die Asymmetrie der Axialverzahnung besteht vorzugsweise dar ^¬ in, dass die Flankenwinkel (Winkel zwischen einer Senkrechten auf die Zahnradebene und einer Zahnflanke) der sich jeweils an einem Zahn der Axialverzahnung gegenüberliegenden Zahnflanken betragsmäßig unterschiedlich groß sind, wobei der Flankenwinkel der in eine erste Drehrichtung weisenden Zahnflanken der Zähne der Axialverzahnung größer ist als der Flankenwinkel der in die entgegengesetzte Drehrichtung wei ^¬ senden Zahnflanken. Dadurch sind auch die bei Belastung erzeugten, vom Flankenwinkel abhängigen axialen Ausrückkräfte der Axialverzahnung auf das Rutschrad je nach Drehrichtung unterschiedlich groß. Dabei gilt: Je größer der Flankenwinkel desto größer die erzeugte Axialkraft und desto kleiner ist das Durchrutschmoment. Mit diesen durch die Steigung der Zahnflanken verursachten axialen Ausrückkräften unterschiedlichen Betrages können die durch die Schrägverzahnung des Antriebsrades hervorgerufenen, ebenfalls drehrichtungsabhängi- gen Axialkräfte ausgeglichen werden.

Die Flankenwinkel der Axialverzahnung sind dabei so gewählt, dass sich aus der schräg verzahnten Radialverzahnung ergebende Axialkräfte, die sich je nach Drehrichtung der Zahnräder zur Federkraft des Federelements addieren oder subtrahieren, so ausgeglichen werden, dass für jede Drehrichtung betragsmäßig gleiche oder nahezu gleich Durchrutschmomente gewährleis ^¬ tet sind.

In einer weiteren Ausführungsform der Erfindung ändert sich der Flankenwinkel zusätzlich mit dem Radius der Axialverzah- nung. Mit anderen Worten ändert sich die Steigung der Zahnflanken mit der Zahnbreite. Vorzugsweise ist der Flankenwin ^¬ kel am Innendurchmesser, also der Innenseite der Axialverzahnung vergleichsweise steil/klein, während er in Richtung Außendurchmesser, also in Richtung der Außenseite der Verzah- nung immer flacher/größer wird. Der Flankenwinkel nimmt also mit anderen Worten von innen nach außen zu.

Durch diesen sich mit dem Durchmesser ändernden Flankenwinkel wird erreicht, dass sich der Verlauf der Zahnköpfe, Insbeson- dere aber auch der Verlauf der Zahngründe, jeweils auf einer Ebenen befinden, die senkrecht zur Zahnradachse liegt. Da ^¬ durch wird sichergestellt, dass die gesamte Zahnkopfbreite bis zur Entkopplung und zum damit verbundenen Durchrutschen im Eingriff ist. Wäre der Flankenwinkel über den Durchmesser konstant, würde die Zahnhöhe mit zunehmendem Durchmesser wachsen. Beim Durchrutschen würden sich die Zähne nur in einem einzigen Punkt berühren und sich daher vergleichsweise schnell abnutzen.

Besonders vorteilhaft ist es darüber hinaus, wenn die Zahn ^¬ flanken der Axialverzahnung leicht ballig ausgeführt sind, so dass sich der Anlagepunkt auf einem definierten Durchmesser befindet, im Hinblick auf welchen dann die Asymmetrie der A- xialverzahnung ausgelegt werden kann. Der Einfluss des tra- genden Durchmessers der Axialverzahnung auf das Durchrutschmoment kann darüber hinaus auch dadurch minimiert werden, indem die Zahnbreite der Axialverzahnung verringert wird.

Mit der Erfindung lassen sich in einem Zahnradgetriebe einer Kraftfahrzeug-Feststellbremse geräuscharme Stirnzahnräder schräg verzahnter Radialverzahnung einsetzen, ohne dass auf

ein in beide Drehrichtungen konstantes Durchrutschmoment ver ^¬ zichtet werden muss.

Die Erfindung wird nachfolgend anhand eines Ausführungsbei- Spieles beschrieben, das mit Hilfe von Zeichnungen näher erläutert wird. Hierbei zeigen in vereinfachten schematischen Darstellungen :

FIG 1 eine Kraftfahrzeug-Feststellbremse,

FIG 2 ein Zahnradgetriebe in perspektivischer Ansicht,

FIG 3 ein Zahnradgetriebe in Explosionsansicht,

FIG 4 ein Zahnradgetriebe in Seitenansicht,

FIG 5 ein Zahnrad in Draufsicht,

FIG 6 einen Schnitt entlang der Linie AA aus FIG 5,

FIG 7 eine Detailansicht zweier aneinanderliegender Zahnflanken der Axialverzahnung,

FIG 8 eine Darstellung der Zähne entlang der Linie BB aus FIG 5.

Als Ausführungsbeispiel ist eine Getriebeeinheit 1 beschrie ^¬ ben, die in einer Kraftfahrzeug-Feststellbremse 100 zur über ^¬ tragung einer Drehbewegung eines Elektromotors 50 auf eine Spindel 60 zur Betätigung eines Bremszuges 70 dient, siehe

FIG 1. Die Getriebeeinheit 1 umfasst zwei kooperierende Zahn ^¬ räder 2, 7 mit fluchtenden Zahnradachsen 21. Die Spindelmutter 80 wird dabei von dem ersten Zahnrad 2 des Zahnradgetrie ^¬ bes 1 angetrieben, siehe FIG 2. Zu diesem Zweck verfügt das erste Zahnrad 2 über eine schräg verzahnte Radialverzahnung 3, die in eine entsprechend ausgebildete Gegenverzahnung der Spindelmutter 80 eingreift. Das erste Zahnrad 2 ist auf einer

starren Welle 4 drehbar gelagert und wird mit Hilfe einer Schraubenfeder 5, die sich an einem Punkt 6 der Welle 4 abstützt, gegen das zweite Zahnrad 7 gepresst, siehe FIG 2 und 3. Die Schraubenfeder 5 ist dabei an der Welle 4 mit Hilfe von zwei Unterlegscheiben 8 und einem Sicherungselement 9 montiert. Die übertragung der Drehbewegung des Elektromotors 50 von dem zweiten (treibenden) Zahnrad 7 auf das erste (angetriebene) Zahnrad 2 erfolgt über eine axiale Verzahnungen 11 beider Zahnräder 2, 7, die zur Kraftübertragung ineinander greifen, siehe FIG 4.

Bei zu hohen Drehmomenten rutscht die Axialverzahnung 11 durch, um eine Beschädigung des Zahnradgetriebes 1 zu vermei ^¬ den. Es erfolgt dann keine Kraftübertragung mehr zwischen dem ersten und dem zweiten Zahnrad 2, 7. Dabei ist es unabhängig, in welcher Drehrichtung das Zahnradgetriebe 1 arbeitet, d. h. ob die Kraftfahrzeug-Feststellbremse 100 angezogen oder ge ^¬ löst wird.

Das zweite Zahnrad 7 ist drehfest mit der Welle 4 verbunden, beispielsweise auf die Welle 4 aufgespritzt, d.h. axial und radial gehalten, und wird - ebenfalls über eine schräg ver ^¬ zahnte Radialverzahnung 12 - mit Hilfe eines weiteren Getriebeelements 90 mit einer korrespondierenden Verzahnung durch den Elektromotor 50 angetrieben. Alternativ hierzu kann das zweite, treibende Zahnrad 7 ebenso wie das erste, getriebene Zahnrad 2 drehlose auf der Welle 4 gehalten werden. Auch kann das zweite Zahnrad 7 anstelle einer Schrägverzahnung auch ei ^¬ ne Geradverzahnung oder aber eine beliebige andere Verzahnung aufweisen oder aber auch völlig ohne Radialverzahnung ausgestaltet sein und anderweitig angetrieben werden.

Im Betrieb erzeugt die schräg verzahnte Radialverzahnung 3 des ersten Zahnrades 2 Axialkräfte, welche die Wirkung der Federkraft der Schraubenfeder 5 beeinflussen. Je nach Drehrichtung des ersten Zahnrades 2 wirken diese Axialkräfte mit der Federkraft der Schraubenfeder 5 oder entgegen der Feder-

kraft der Schraubenfeder 5 und beeinflussen damit das maximal übertragbare Drehmoment bis zum Ausrücken der Verzahnung 11. Wirken die Axialkräfte gegen die Federkraft der Schraubenfe ^¬ der 5, so würde dies ein früheres Ausrücken der Rutschkupp- lung bewirken. Wirken die Axialkräfte mit der Federkraft der Schraubenfeder 5, so würden höhere Drehmomente übertragen und die Rutschkupplung würde erst später durchrutschen. Das Durchrutschmoment des Zahnradgetriebes 1 ist somit von der Federkraft der Schraubenfeder 5, den aufgrund der schräg ver- zahnten Radialverzahnung 3 des ersten Zahnrades 2 entstehenden Axialkräften, dem tragenden Durchmesser der Axialverzahnung 11 sowie Reibungseffekten beeinflusst. Im Fall, dass das zweite Zahnrad 7 eine schräg verzahnte Radialverzahnung 12 aufweist, treten selbstverständlich auch an dem zweiten Zahn- rad 7 Axialkräfte auf. Dies spielt jedoch in dem hier darge ^¬ stellten Beispiel keine Rolle, da das zweite Zahnrad 7 fest mit der Welle 4 verbunden ist.

Um nun das frührer oder spätere Ausrücken der Rutschkupplung aufgrund der Axialkräfte an dem ersten Zahnrad 2 zu verhin ^¬ dern, ist erfindungsgemäß vorgesehen, die Axialverzahnung 11 zwischen den beiden Zahnrädern 2, 7 asymmetrisch auszugestalten, siehe FIG 5 und 6.

Die Auslegung der Asymmetrie der Axialverzahnung 11 erfolgt erfindungsgemäß so, dass der Drehmomentunterschied, der sich daraus ergibt, dass die sich aus der schräg verzahnten Radi ^¬ alverzahnung 3 ergebende Axialkraft in Abhängigkeit von der Drehrichtung entweder zu der Federkraft der Schraubenfeder 5 hinzugerechnet oder von dieser abgezogen werden muss, ausgeglichen wird. Mit anderen Worten ist die Asymmetrie der Axialverzahnung 11 vorgesehen, um die sich aus der schräg verzahnten Radialverzahnung 3 ergebenden Axialkräfte auszugleichen, die sich je nach Drehrichtung der Zahnräder 2, 7 zur Federkraft addieren oder subtrahieren. Die konkrete Ausführung des Flankenwinkels ist somit u.a. von den Eigenschaften der Radialverzahnung 3 des ersten Zahnrades 2 abhängig.

Wie bereits in den FIG 4 und 6 abgebildet, ist die die Rutschkupplung ausbildende Axialverzahnung 11 der beiden Zahnräder 2, 7 asymmetrisch ausgeführt. Im Detail ist dies in FIG 8 dargestellt. Für alle Zähne 22 der Axialverzahnung 11 gilt dabei: Die in eine erste Drehrichtung 25 weisende Zahn ^¬ flanke 23 eines Zahnes 22 der Axialverzahnung 11 schließt mit der Senkrechten 27 auf dem Zahnradumfang (hier unendlich groß dargestellt) einen Flankenwinkel α ein und die in eine zweite, gegenüberliegende Drehrichtung 26 weisende Zahnflanke 24 des gleichen Zahnes einen Flankenwinkel ß, wobei der Be ^¬ trag des Winkels α größer ist als der Betrag des Winkels ß, (|α|>|ß|) . Mit anderen Worten sind die in der einen Drehrichtung 25 beaufschlagten Zahnflanken 23 weniger steil angeord- net als die bei einer Drehung in die entgegengesetzte Dreh ^¬ richtung 26 beaufschlagten Zahnflanken 24. Durch die derart verschiedenen Flankenwinkel der Zahnflanken 23, 24 ergeben sich bei betragsmäßig gleicher Beaufschlagung mit einer Radialkraft F _R (Drehmoment) sehr unterschiedliche axiale „Aus- rückkräfte" F _A (siehe Kräfteparallelogramme in Fig. 8). Da ^¬ durch werden die sich aus der schräg verzahnten Radialverzahnung 3 ergebenden Axialkräfte, die sich je nach Drehrichtung 25, 26 der Zahnräder 2, 7 zur Federkraft der Schraubenfeder 5 addieren oder subtrahieren, ausgeglichen.

In der Drehrichtung in der sich die Federkraft und die Axialkraft der Radialverzahnung addieren sind die Zahnflanken 23 mit größerem Flankenwinkel α im Eingriff und es wirkt eine größere Ausrückkraft F _A den addierten Kräften entgegen. Im umgekehrten Fall, wenn die Axialkraft der Radialverzahnung der Federkraft entgegenwirkt sind die Zahnflanken 24 mit kleinerem Flankenwinkel ß im Eingriff und es wirkt, bei be ^¬ tragsmäßig gleicher Drehmomentbeaufschlagung nur eine kleinere Ausrückkraft F _A der reduzierten Federkraft entgegen.

Im Ergebnis bedeutet dies, dass das Durchrutschmoment in bei ^¬ den Drehrichtungen gleich oder nahezu gleich groß ist.

Zugleich ändert sich der Verzahnungswinkel auch mit dem Durchmesser der Axialverzahnung 11. Die Steigung der Zahnflanke 13, also der Flankenwinkel, ist am Innendurchmesser 14 der Axialverzahnung 11 sehr steil, während er am Außendurchmesser 15 deutlich flacher ist. Die Axialverzahnung 11 trägt somit an ihrer Flanke über die gesamte Zahnbreite 16 gleich ^¬ mäßig. Dabei liegen für alle Zähne sowohl der abgerundete Zahnkopf 17, als auch der abgerundete Zahngrund 18 jeweils auf einer Ebene 19, 19' senkrecht zur Zahnradachse 21 (siehe Fig. 6) . Bis zum Durchrutschen ist daher die gesamte Zahnbreite 16 im Eingriff.

Wie in Fig. 7 dargestellt sind die Zahnflanken 13 leicht bal- lig ausgeführt, um den Einfluss des (ggf. nicht konstanten) tragenden Durchmessers der Axialverzahnung 11 auf das Durchrutschmoment zu verringern. Mit anderen Worten sind die Zahnflanken 13 nicht eben, sondern weisen einen Radius R auf, so dass sich eine von dem Innendurchmesser 14 hin zu dem Außen- durchmesser 15 verlaufende Abrundung der Zahnflanken 13 ergibt. FIG 7 zeigt zur Verdeutlichung das Ineinandergreifen zweier Zahnflanken 13. Alternativ oder zusätzlich zu der leicht balligen Ausführung kann auch die Zahnbreite der Axialverzahnung 11 insgesamt verringert werden.