CN103026051A - 非对称啮合机构 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种特别是在起动小齿轮(22)和内燃机的齿圈(25)之间的啮合机构。该啮合机构实施成直齿啮合机构或斜齿啮合机构，并且包括多个相互啮合的单个轮齿(202)。单个轮齿(212)的齿厚是非对称的，特别是构造成单侧或双侧变窄或变宽。

Description

非对称啮合机构
背景技术
DE 37 30 939 A1中涉及一种发动机起动机变速箱。该发动机起动机变速箱用于起动具有起动机齿轮的发动机，其中，该发动机起动机变速箱具有多个离心作用的离心配重。该发动机起动机变速箱用于起动具有起动机齿轮的发动机，其中，该发动机起动机变速箱具有多个离心作用的离心配重。这些离心配重呈环形地位于联接元件的圆形留空部的内部，每个联接元件都具有倾斜面。这些倾斜面贴靠在被驱动的联接元件的圆锥形表面上，其中离心配重这样作用，即，在离心力的作用下使驱动的联接元件轴向移动。
从DE 37 30 939 A1中得知一种小齿轮，其单个轮齿具有相对于小齿轮的轴向长度变窄的齿宽。
在常规的用于相互啮合的齿轮组合-起动小齿轮和齿圈-的直齿或斜齿啮合机构中，啮合机构这样被设计，即，在起动小齿轮和齿圈之间设定至少0.3mm的扭转齿轮侧面间隙。该齿轮侧面间隙是必需的，以使啮合过程成为可能。扭转齿轮侧面间隙指的是在啮合的起动小齿轮和内燃机的齿圈之间测量得到的间隙。然而，至少为0.3mm数量级的扭转齿轮侧面间隙对相互形成啮合的起动小齿轮和齿圈的啮合机构的平稳运行是不利的，因为啮合机构的噪声产生与相互形成啮合的啮合机构的齿轮侧面间隙有关。这样会产生技术上的冲突，因此需要对啮合机构的噪声情况进行优化。
发明内容
根据本发明的解决方案建议，构造一种非对称啮合机构，从而能够改善相互形成啮合的啮合机构的噪声水平，不会危害或甚至影响起动小齿轮可靠地啮合到齿圈的啮合机构中。在此，非对称啮合机构设计成，起动小齿轮或者齿圈的齿厚在齿宽的区域上、在齿轮的(引起非对称的)前部区域变窄。啮合机构的位于齿轮啮合机构的所述前部区域内的区段具有例如是0.3mm的扭转齿轮侧面间隙。啮合机构的结构形式由此实现为非对称啮合机构，使得啮合机构在剩余的齿厚不变窄的齿宽上可以带有明显更小的齿轮侧面间隙，其显著低于0.3mm的扭转齿轮侧面间隙。通过在啮合机构的齿轮的侧面区域构成非对称啮合机构(其可以是起动小齿轮的外啮合机构、齿圈的外啮合机构)与在齿宽的剩余区域带有明显更小的齿轮侧面间隙结合，一方面保证了起动小齿轮可靠地啮合到齿圈的啮合机构中，另一方面明显降低了啮合机构的噪声水平。
可替代地，根据本发明的解决方案如此达到同样的效果，即，轮齿在啮合机构的后部区域变宽。这样的优点在于，轮齿的厚度不会被削弱。
在这两种情况中注意到，在不同齿宽的区域之间存在均匀的过渡。在极端情况下过渡区域可以在啮合机构的整个宽度上延伸。在任何情况下尺厚的变化都是发生在小齿轮的受驱动的侧面上，因此各个单个轮齿的驱动侧面可以将载荷分布在啮合机构的整个宽度上。
在根据本发明建议的非对称啮合机构的设计中需要注意的是，关于单个轮齿的侧面压力和在齿根圆上产生的齿根应力的可靠性，不管是在齿厚变窄的区域，即啮合机构的前部区域，还是在正常齿厚的区域中，都得到保持并且不会超出。根据本发明建议的非对称啮合机构的设计实现了，一方面力求减小扭转齿轮侧面间隙，同时在扭转齿轮侧面间隙为至少0.3mm的情况下保证起动小齿轮可靠地啮合到齿圈的啮合机构中。
为了考虑两种边界条件，啮合机构几何形状如下优化，即确保维持关于在齿根和在齿面产生的应力的可靠性，并且使来自齿轮支承的公差的扭转齿轮侧面间隙最小化。从优化的啮合机构几何形状引出这样的啮合机构几何形状，即，在前部区域、即齿圈和起动小齿轮的啮合区域具有变窄的齿宽，其中所需要的扭转齿轮侧面间隙是0.3mm或者更大。从而应用与优化的啮合机构几何形状相同的齿根半径。齿宽的变窄可以通过设定起动小齿轮上不同的齿顶高修正系数例如来实现，与此相对，起动小齿轮的啮合机构的齿顶圆直径不发生变化。
在齿根产生的啮合机构几何形状的应力至少与基准啮合机构相同的前提下，该优化的啮合机构几何形状是允许的。如果不是这种情况，在优化的啮合机构几何形状中增大模数，然后再次重复接下来的设计步骤。
在根据本发明的思想的另一有利形式中，小齿轮轮齿的前面部分带有缩进的凸肩。沿着该缩进的凸肩的长度，轮齿相应地明显更薄，然而一如既往地在受驱动的侧面上具有排出表面。这种几何形状的实施形式变型在下列情况下简化了啮合过程，即，发动机侧的齿圈的圆周速度大于起动机侧的小齿轮。这例如在到惯性运转的内燃机内的啮合中具有优点。
根据本发明建议的非对称啮合机构的结构形式既可以构造在起动机侧的小齿轮处也可以构造在发动机侧的齿圈处。可以设想的是，根据本发明建议的解决方案的单一特征，例如斜齿啮合机构，轮齿上的凸肩以及在相互啮合的一对轮齿(即分布在小齿轮及齿圈啮合机构上)上的在齿长上变化的齿宽，从而根据本发明建议的解决方案的单一特征可以在小齿轮处和另外在齿圈处实现，或者，在根据本发明建议的解决方案的改进方案中，单一特征可以存在于两个相互啮合的一对轮齿上，即，在小齿轮和齿圈上。
附图说明
以下结合附图对本发明进行更详细的说明。
图1示出了起动装置的纵剖面图；
图2示出了根据本发明提供的非对称啮合机构的轮齿的带有变窄的齿宽的前部区域；
图3示出了单个轮齿的造型；
图3.1示出了单个齿轮的后面部分轮齿变宽的形式；
图3.2示出了单个轮齿上在双侧实施的轮齿缩进部；以及
图3.3示出了当在单个轮齿的前部区域中构造有凸肩时加强地构造的轮齿缩进部。
具体实施方式
图1示出了起动装置10的纵剖面图.
起动装置10具有例如起动机马达13和前束致动器16，例如继电器或起动机继电器。起动机马达13和电动前束致动器16固定在共同的驱动轴承盖19上。起动机马达13的作用是：当起动小齿轮22与图1中没有示出的内燃机的齿圈25啮合时驱动该起动小齿轮。
起动机马达13具有作为壳体的极管28，在其内圆周上支撑极靴31，极靴分别由励磁线圈34缠绕。极靴31再环绕电枢37，该电枢具有由褶片40构造而成的电枢组43和布置在槽46中的电枢绕组49。电枢组43压装在驱动轴44上。此外，在驱动轴13的远离起动小齿轮22的末端上安装一个换向器52，该换向器又由单个的换向器褶片55构成。单个的换向器褶片55以公知的方式与电枢绕组49这样电连接，即，在给换向器褶片55通电流时通过碳刷58调整电枢37在极管28中的转动运动。在电驱动件16和起动机马达13之间布置的供电元件61在接通状态下对碳刷58和励磁绕组34供电。驱动轴13在换向器一侧通过轴颈64支撑在滑动轴承67中，滑动轴承又定位地保持在换向器轴承盖70中。换向器轴承盖70再通过拉杆73(螺栓，例如两个、三个或四个)固定在驱动轴承盖19中，该拉杆分布设置在极管28的圆周上。由此使极管28支撑在驱动轴承盖19上以及使换向器轴承盖70支撑在极管28上。
在驱动方向上可见，电枢37与太阳轮80相连接，该太阳轮是行星齿轮传动机构、例如行星齿轮传动机构83的一部分。太阳轮80被多个行星齿轮86环绕，通常是三个行星齿轮86，这些行星齿轮通过滚动轴承89支撑在轴端92上。行星齿轮86在内齿圈95中滚动，该内齿圈以外侧支承在极管28中。在朝向输出端的方向上，行星齿轮86与行星支架98相连接，该行星支架容纳轴端92。行星支架98再支承在中间轴承101和布置在该中间轴承处的滑动轴承104中。中间轴承101设计为盆形，以在其中容纳行星支架98和行星齿轮86。此外，在盆形的中间轴承101中布置有内齿圈95，该内齿圈最后通过盖107相对于电枢37封闭。而且，中间轴承101用其外圆周支撑在极管28的内侧上。电枢37在驱动轴13的远离换向器52的末端上具有另一个同样被容纳在滑动轴承113中的轴颈110。滑动轴承113再被容纳在行星支架98的中心孔中。行星支架98与从动轴116一体式连接。从动轴116以其远离中间轴承101的末端119支撑在另一个轴承122中，该另一个轴承固定在驱动轴承盖19中。
从动轴116被分成不同的区段：接在设置在中间支承件101的滑动轴承104中的区段后面的是带有所谓的直齿125(内啮合机构)的区段，该直齿是所谓的轴毂连接结构的一部分。轴-毂连接机构128实现了带动件131的轴向直线滑动。带动件131是套筒形的凸起，与自由轮137的锅形外环132一体式连接。此外，自由轮137(定向制动器)包括内环140，其径向布置在外环132的内部。在内环140和外环132之间布置有夹紧件138。夹紧件138与内环和外环共同作用防止产生在外环和内环之间在第二方向上的相对转动。换言之，自由轮137实现了内环140和外环132之间只在一个方向的环绕相对运动。在该实施例中，内环140与起动小齿轴22和其斜齿啮合机构143实施为一体式，该斜齿啮合机构实施为外部斜齿啮合机构。起动小齿轮22作为替代的也可以实施为直齿啮合的小齿轮。代替用励磁线圈34电磁激励的极靴31，也可以使用永磁激励的电极。
此外，电动的前束致动器16或电枢168的任务是，通过牵拉元件187使驱动轴承盖19中可旋转运动地布置的杠杆运动。杠杆190通常实施为叉形杠杆，该叉形杠杆用其两个此处没有示出的“尖齿”在其外周上包围两个圆盘193和194，从而使在两个圆盘之间夹紧的带动环197克服弹簧200的阻力朝向自由轮137运动，并由此使起动小齿轮22啮合到齿圈25中。
接下来进一步阐述啮合机构。电动前束致动器16具有接线柱150，该接线柱为电触头以及在内置于机动车中的情况下与电动起动机电池(图1中没有示出)的正极相连。接线柱150穿过前束致动器16的盖153。第二接线柱152是用于电动起动机马达13的端子，该起动机马达通过供电元件61(粗绞线)提供电能。所述盖153封闭钢制壳体156，该壳体通过多个固定元件159(例如螺钉)固定在驱动轴承盖19上。电动前束致动器16中具有推动装置160，用来施加作用在叉形杠杆190上的牵引力，以及还具有开关装置161。推动装置160包含绕组162，开关装置161包含绕组165。推动装置160的绕组162和开关装置161的绕组165在接通状态下分别产生电磁场，该电磁场能够流经不同的部件。轴-毂连接机构128不仅可以构成直齿啮合机构125，还可以替代地构成多线螺纹啮合机构。由此产生几种组合：a)起动小齿轮22形成斜齿啮合，轴-毂连接机构128具有直齿啮合机构125，或b)起动小齿轮22构成斜齿啮合，轴-毂连接机构128具有多线螺纹啮合机构，或c)起动小齿轮22形成直齿啮合，轴-毂连接机构128具有多线螺纹啮合机构。
图2参照啮合机构的轮齿示出了根据本发明提出的非对称啮合机构，在该啮合机构的前部区域具有部分变窄的齿宽。
根据本发明的解决方案，接下来参照单个轮齿202描述非对称啮合机构214。单个轮齿202可以是啮合机构的轮齿，该轮齿能够构造成直齿啮合机构或斜齿啮合机构。图2所示的非对称啮合机构214的单个轮齿202可以构造在图1所示的起动小齿轮22的外部啮合机构上，或者构造在齿圈25的外周上，用来起动内燃机。在图2所示的单个轮齿202中，在齿宽206中构造齿面204。根据本发明的建议，在齿面204上、根据图2所示在传送区域228内、沿着变窄的齿宽208产生变薄的齿厚212，所述传送区域从单个轮齿202的端面230起延伸。变薄的齿厚212从单个轮齿202的端面230起沿着变窄的齿宽208延伸至过渡侧面区域226。在齿面204上的此过渡侧面区域226内，变窄的齿厚212逐渐过渡到初始的齿厚210。这意味着在齿面204上构成非对称啮合机构214。
通过非对称啮合机构214能够改善内燃机的起动小齿轮22和齿圈25的单个轮齿202的啮合，不会危害起动小齿轮22可靠地啮合到齿圈25的外部啮合机构中的安全布置。根据本发明建议的非对称啮合机构设计成，齿厚210在单个轮齿202的侧面区域228内——从起动小齿轮22或齿圈25的端面230起——观察到仅单面在单个轮齿202的齿面204上实施变窄的齿宽208，因此在单个轮齿202的齿面204的侧面区域228内具有变薄的齿厚212。沿着所述侧面区域228(其特征是变薄的齿厚212和变窄的齿宽208)，具有理想的扭转齿轮侧面间隙，例如0.3mm。这样的作用是，在保留的齿宽206部分——除去变窄的齿宽208——上的啮合机构设计有明显更小的扭转齿轮侧面间隙，例如小于0.3mm。通过两种方法，即相对于端面230在单个轮齿208的侧面区域228中构成非对称啮合机构214与沿着除去变窄的齿宽208的齿宽206减小齿轮侧面间隙的组合，一方面保证了起动小齿轮22在齿圈25中的可靠啮合，另一方面明显降低了啮合机构的噪声水平。
为了完整性，在非对称啮合机构214的单个轮齿202上用附图标记216表示单个轮齿202的顶圆216，附图标记218表示单个轮齿的节圆，附图标记220表示单个轮齿的底圆。重要的是在单个轮齿的齿根222内的区域，在非对称设计的啮合机构214的单个轮齿202啮合时不允许超过其机械载荷。附图标记226表示过渡侧面区域，在该过渡侧面区域内，变窄的齿厚212过渡到初始的齿厚210。
所描述的非对称啮合机构214的设计考虑到，侧面压力和在齿根220区域产生的应力的可靠性在变窄的齿厚212区域和没有变窄的齿厚区域(即初始齿厚210的区域)都得以维持。因此，根据本发明建议的非对称啮合机构214的设计可以采用下列方法：
在噪声最优化的、例如构造成直齿啮合机构的非对称啮合机构214的设计中，力求单个轮齿202的齿面204的扭转齿轮侧面间隙变小。同时为了保证起动小齿轮22可靠地啮合到齿圈25的啮合机构中，至少使扭转齿轮侧面间隙保持0.3mm。为了控制避免产生相反的效应，啮合机构的设计需要遵循下列建议：
第一步，进行优化的啮合机构几何形状的设计，用来保证在齿根222和相应的齿根倒角224处的齿根应力可靠性，以及保持能够在单个轮齿202的齿面204上产生的最大的侧面应力。在第一步设计的优化的啮合机构几何形状中应该使扭转齿轮侧面间隙根据轴承公差最小化。
在进一步的第二设计步骤中，根据出自第一步的优化的啮合机构几何形状所得到的啮合机构几何形状带有变窄的齿宽208并且实现所要求的至少0.3mm的扭转齿轮侧面间隙。在此，应用与根据第一方法步骤得到的优化的啮合机构几何形状相同的齿根222的半径。可以例如在加工起动小齿轮22时通过设定较小的齿顶高修正系数实施从初始的齿宽206达到变窄的齿宽208。在此，不会改变非对称啮合机构214的单个轮齿202的齿顶圆216的贯穿直径。
如果在用于评估的第三方法步骤中得出，啮合机构几何形状的齿根222的可靠性至少与基准啮合机构相同，那么第一方法步骤中得到的优化的啮合机构几何形状是允许的。
如果在执行评估的第三方法步骤中能够保证，根据前述设计步骤的啮合机构几何形状的齿根222的可靠性至少与基准啮合机构的可靠性相同，那么第一方法步骤中得到的优化的啮合机构几何形状是允许的。如果要相反地避免这种情况，则在第一方法步骤中得到且设计的优化的啮合机构应该使啮合机构的设计的模数增大，再次重复接下来的两个方法步骤，即第二和第三方法步骤。
在图3、图3.1、图3.2和图3.3的视图中示出了单个轮齿几何形状的不同形式。图3视图示出了根据现有技术的形式，其中，单个轮齿202包括具有齿根圆220的齿根222。附图标记204表示单个轮齿202的驱动侧面。齿厚用附图标记210表示。图3中以立体俯视图所示的单个轮齿202的端面用附图标记230表示。从图3.1的视图可知，这里所示的单个轮齿202具有变厚的齿厚240，其超过单个轮齿202的齿厚210。“正常”的齿厚在根据图3.1的实施形式变型中用附图标记210表示。此外，图3.1所示的实施形式变型在单个轮齿202上具有凸肩238，该凸肩在该实施形式变体中实施在单个轮齿202的背向驱动齿面204的侧面上。位置230在单个轮齿202的该实施形式变型中表示起动小齿轮22的端面或者还可以是齿圈25的端面，其啮合机构包含根据本发明建议的解决方案具有非对称啮合机构的单个轮齿202。
从图3.2的视图可知非对称啮合机构的另一实施形式的可能性，其中在单个轮齿的顶部区域，优选是在顶圆216和节圆218之间的区域，形成双侧的轮齿缩进部232。相对于根据图3和图3.1的视图，通过双侧的轮齿缩进部232，齿宽210在根据图3.2的实施形式变型的单个轮齿202的顶圆216区域中再次变窄。而且在这种实施形式变型中，在端面230的区域中构造有凸肩238，其在齿根222处终结。在根据实施形式变型3.2的顶圆216区域中的齿宽小于齿厚210，并且在双侧形成的轮齿缩进部232中再一次小于本来已经第一次变薄的齿厚212。
图3.3最后示出了根据本发明建议的非对称啮合机构的又一实施形式的可能性。根据图3.3立体图所示，在这种实施形式的可能性中，增强的轮齿缩进部234、特别是单侧的轮齿缩进部234实施在单个轮齿202的与驱动侧面204相对设置的紧随的齿面上。所述轮齿缩进部234在图3.3的视图中用虚线表示。位置236表示相对于第一次变薄的齿厚212再次变薄的第二齿厚236。在前部区域中，即图3.3所示的单个轮齿202的端面230的区域中，与上文根据图3.1和图3.2所示的实施形式变型类似地，凸肩238实施在紧随的与驱动的齿面204相对设置的齿面上。
根据图3.1、图3.2和图3.3中视图的以缩进方式构造的凸肩238使啮合过程变得容易，特别是在发动机侧的齿圈25的圆周速度大于起动机侧的起动小齿轮22的情况下。这一点可以在起动小齿轮22啮合在惯性运转的内燃机中时具有特别的优点。

Claims (12)

1.在起动小齿轮(22)和内燃机的齿圈(25)之间的啮合机构，其中，该啮合机构包括多个相互啮合的单个轮齿(202)，其特征在于，单个轮齿(202)的齿厚(210，212)是非对称的、单侧或双侧变窄或变宽。
2.根据前述权利要求所述的啮合机构，其特征在于，齿厚(210)在侧面区域(228)内、在起动小齿轮(22)或者齿圈(25)的端面(230)中形成变薄的齿厚(212，236)或者变厚的齿厚(240)。
3.根据前述权利要求所述的啮合机构，其特征在于，从单个轮齿(202)的端面(230)起沿着变窄的齿宽(208)实施变薄的齿厚(212，236)。
4.根据前述权利要求之一所述的啮合机构，其特征在于，变薄的齿厚(212，236)沿着变窄的齿宽(208)形成的侧面区域(228)中的扭转齿轮侧面间隙大于0.3mm。
5.根据前述权利要求所述的啮合机构，其特征在于，侧面区域(228)之外的扭转齿轮侧面间隙最小化，特别是小于0.3mm。
6.根据前述权利要求之一所述的啮合机构，其特征在于，变薄的齿厚(212)在沿着变窄的齿宽(208)实施在其上的齿面(204)包含过渡侧面区域(226)，在该过渡侧面区域中变薄的齿厚(212，236)均匀连续地过渡到齿厚(210)。
7.根据前述权利要求之一所述的啮合机构，其特征在于，在单个轮齿(202)上实施单侧的轮齿缩进部(234)或双侧的轮齿缩进部(236)。
8.根据权利要求6所述的啮合机构，其特征在于，过渡侧面区域(226)在整个齿面(204)，特别是单个轮齿的紧随的齿面(204)上延伸。
9.根据前述权利要求之一所述的啮合机构，其特征在于，单个轮齿(202)在端面(230)上具有缩进的凸肩(238)，该凸肩过渡到齿面(204)中。
10.用于设计啮合机构的方法，特别是根据前述权利要求所述的非对称啮合机构，所述方法包括下列方法步骤：
a)设计啮合机构，从而以≤0.3mm的扭转齿轮侧面间隙至少保持齿根和侧面可靠性，
b)设计带有变窄的齿宽(208)的啮合机构几何形状，以在保持根据方法步骤a)的齿根(222)的半径的情况下使扭转齿轮侧面间隙达到0.3mm，以及
c)在齿根(222)达到的可靠性对应于根据方法步骤a)的啮合机构的齿根(222)的可靠性时，允许根据方法步骤a)的啮合机构。
11.根据前述权利要求所述的方法，其特征在于，根据方法步骤b)，齿宽(206)的变窄通过在起动小齿轮(22)上或在齿圈(25)上选择较小的齿顶高修正系数来实现，并且啮合机构的顶圆(216)的直径保持不变。
12.根据前述两个权利要求之一所述的方法，其特征在于，在还没有达到根据方法步骤c)的齿根(222)的可靠性时，根据方法步骤a)使模数增大，并且重新进行方法步骤b)和c)。
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