DE69108211T2

DE69108211T2 - Bolzenartig Synchronisiereinrichtung.

Info

Publication number: DE69108211T2
Application number: DE69108211T
Authority: DE
Inventors: Joseph Douglas Reynolds
Original assignee: Eaton Corp
Current assignee: Eaton Corp
Priority date: 1990-12-24
Filing date: 1991-12-03
Publication date: 1995-11-02
Anticipated expiration: 2011-12-04
Also published as: US5111922A; JP3194101B2; EP0492831A1; DE69108211D1; EP0492831B1; JPH04285329A

Description

Bereich der Erfindung

Diese Erfindung betrifft einen Synchronisiermechanismus in der Ausführungsform mit Selbstverstärkung, wie sie in einem mehrgängigen Getriebe verwendet wird, wobei eine verbesserte, vorkrafterzeugende Anordnung vorgesehen ist.

Hintergrund zu der Erfindung

Synchronisiermechanismen in der Bauart mit Bolzen und zur Verwendung in mehrgängigen Getrieben sind durchaus bekannt. Derartige Mechanismen weisen Reib- und Klauenglieder auf, um jeweils ein Zahnrad mit einer Welle zu synchronisieren und formschlüssig zu kuppeln sowie eine Anzahl von Zapfen auf, die starr von wenigstens einem der Reibteile wegstehen und durch Öffnungen in radial sich erstreckenden Schaltscheiben ragen sowie vorkrafterzeugende Einrichtungen, damit die Reibteile in Abhängigkeit einer initialen Eingriffsbewegung der Scheibe in Eingriff kommen sowie Sperrglieder, die durch die Schultern der Zapfen sowie um die Öffnungen in der Scheibe herum definiert sind, um ein asynchrones Einrücken der Klauenteile zu verhindern. Die vorkrafterzeugenden Anordnungen für derartige Synchronisiermechanismen waren infolge der erforderlichen engen Merstellungstoleranzen teuer und/oder voluminös und/oder Gegenstand von Fehlfunktionen in vielen Fällen infolge von Abnutzung.
Aus dem Stand der Technik von Mehrganggetrieben ist es bekannt, daß zur Reduzierung der Schaltzeit aller oder einiger der Getriebegangstufen Synchronisiermechanismen verwendet werden können. Es ist auch bekannt, daß die einem Fahrer abverlangte Kraft beim Schalten, d.h. die auf einen Schalthebel ausgeübte Kraft, durch die Verwendung von vorkrafterzeugenden Synchronisiermechanismen herabgesetzt werden kann. Da im allgemeinen die Anstrengung des Fahrers beim Schalten mit der Fahrzeuggröße und dem Fahrzeuggewicht zunimmt, sind vorkrafterzeugende Synchronisieranordnungen besonders für Schwerlastkraftwagen von großer Bedeutung. Beispiele aus dem Stand der Technik solcher Mechanismen sind aus den US-Patentschriften 2 410 511; 2 896 760; 3 548 983; 4 413 715; 4 836 348 und 4 869 353 ersichtlich.
Die Synchronisiermechanismen gemäß den obigen Patentschriften umfassen Reib- und Klauenglieder, um ein Zahnrad mit einer Welle zu synchronisieren bzw. formschlüssig zu kuppeln; Sperren, die, abhängig von einem vorkrafterzeugenden, anfänglichen Eingriff der Reibteile in Abhängigkeit von einer anfänglichen Einrückbewegung eines der Klauenteile durch eine Schaltkraft in Eingriff kommen, wobei die Sperren den Eingriff der Klauenglieder vor deren Gleichlauf verhindern und die Schaltkraft auf die Reibteile übertragen, um deren Synchronisationsdrehmoment zu erhöhen; und vorkrafterzeugende Schrägflächen, die auf das Drehmoment reagieren, um eine zusätzliche in Richtung der Schaltkraft wirkende und zu dieser hinzukommende Kraft zu erzeugen, um das Synchronisationsdrehmoment der Reibglieder weiter zu erhöhen.
Der Aufbau der Synchronisiermechanismen in diesen Patentschriften unterscheidet sich wesentlich von dem Aufbau von Synchronisiermechanismen mit Zapfen. Zumindest teilweise aufgrund dieser baulichen Unterschiede war es schwierig, Synchronisiermechanismen mit Zapfen zu schaffen, die das oben erwähnte Merkmal der Vorkrafterzeugung aufweisen.
Obwohl die Synchronisiermechanismen nach diesen Patentschriften die Schaltzeit und die Kraft beim Schalten reduzieren konnten, haben sie ansonsten die unterschiedliche Anforderungen, die beim Schalten des gesamten Getriebes auftreten, nicht berücksichtigt, d.h. niedrigere Gangstufen erfordern im allgemeinen eine größere Kraft und/oder mehr Zeit zum Schalten als es bei hohen Gangstufen der Fall ist, und Herunterschaltvorgänge erfordern im allgemeinen eine größere Kraft und/oder mehr Zeit als Hochschaltvorgänge.

Zusammenfassung der Erfindung

Eine Aufgabe der Erfindung ist es einen Synchronisiermechanismus der Bauart mit Zapfen zu schaffen, der eine verbesserte Vorkrafterzeugungseinrichtung und Selbstverstärkungsmittel aufweist.
Gemäß einer in der US-A-4 018 319 geoffenbarten Anordnung, wie sie dem Oberbegriff des Anspruchs 1 zugrunde gelegt ist, weist ein Synchronisiermechanismus nach dem Stand der Technik in der Bauart mit Zapfen eine ringförmige Schaltscheibe auf, die sich radial um eine eine achse aufweisende Welle herumerstreckt. Die Scheibe bewegt erste Klauenmittel bzw. ein erstes Reibmittel in den Eingriff mit einem zweiten Klauenmittel bzw. einem zweiten Reibmittel, um ein Zahnrad mit der Welle zu synchronisieren bzw. zu kuppeln. Zu dem ersten Reibmittel gehört ein starrer Ring mit einer Anzahl von in Umfangsrichtung äquidistant verteilt angeordneten starren Zapfen, die von dem Ring wegstehen und in die Öffnungen der Scheibe ragen. Jeder Zapfen weist einen Abschnitt mit vermindertem Durchmesser auf, der eine begrenzte Relativdrehung zwischen der Scheibe und dem Zapfen zuläßt, und jeder Zapfen trägt eine Sperrschulter, die mit einer Sperrschulter in Eingriff zu bringen ist, die um die zugehörige Öffnung der Scheibe herum ausgebildet ist. Vorkrafterzeugende Mittel bringen die Reibmittel infolge der Schaltkraft abhängig von einer zu Beginn liegenden Axialbewegung der Scheibe aus der Neutralstellung in Richtung auf das Zahnrad nachgiebig miteinander in Eingriff, wodurch die Sperreinrichtungen abhängig von dem Eingriff der Reibmittel selbst in Eingriff kommen und ein Anfangssynchronisationsdrehmoment erzeugen, das über die Zapfen auf die Scheibe übertragen wird, und wodurch ebenfalls die Schaltkraft über die Sperrschultern auf die ersten Reibmittel übertragen wird, um die Eingriffskraft die Reibmittel zu erhöhen.
Die Verbesserung ist durch den Anspruch 1 und Ausführungsbeispiele gekennzeichnet, wobei
die Klauenkupplungsmittel dritte bzw. vierte Klauenkupplungsglieder sind, die mit den ersten bzw. zweiten Klauenkupplungsgliedern in Eingriff zu briflgen sind, und die dritten und die vierten Klauenkuppplungsglieder einander gegenüberstehende und radial sich erstreckende Stirnflächen haben, zwischen denen sandwichartig ein Bereich der radial sich erstreckenden Scheibe liegt;
die Scheibe längliche Schlitze enthält, die in gleicher Zahl wie die Scheibenöffnungen vorhanden sind, wobei jeder Schlitz eine Quererstreckung, die axial von einer in axialer Richtung zeigende Stirnflächen der Scheibe bis zu einer anderen in axialer Richtung zeigende Stirnflächen der Scheibe reicht, und eine Längserstreckung aufweist, die von der Stirnfläche des dritten bis zu der Stirnfläche des vierten Klauenkupplungsglieds reicht, wobei ein Ende der Längserstreckung in die zugehörige Scheibenöffnung reicht und das andere Ende eine Widerlagerfläche darstellt;
in jedem Schlitz elastische Mittel angeordnet sind, von denen ein Ende gegen die Widerlagerfläche und das andere Ende gegen einen Schieber wirkt,
wobei jeder Schieber einen Kopfteil trägt, der von dem im Durchmesser verminderten Abschnitt des in der zugehörigen Öffnung angeordneten Zapfens aufgenommen wird, wenn sich die Scheibe in der Neutralstellung befindet, und jeder Schieber in axialer Richtung beabstandete Seitenwände aufweist, die von den Stirnflächen der Klauenkupplungsglieder verschieblich gefaßt sind, um den Schieber hinsichtlich der Axialrichtung der Scheibe zu sichern.

Kurze Beschreibung der Figuren

Der Synchronisiermechanismus gemäß der Erfindung ist in der begleitenden Zeichnung dargestellt. Es zeigen:
Fig. 1 ein Verbundgetriebe in der Bauart mit Rangegruppe, in einer schematischen Darstellung,
Fig. 2 einen doppelt wirkenden Synchronisiermechanismus geschnitten längs der Linie 2-2 in Fig. 3;
Fig. 3 eine teilweise aufgeschnittene Ansicht längs der Linie 3-3 in Fig. 2;
Fig. 4 einen Abschnitt des Mechanismus, geschnitten längs der Linie 4-4 in Fig. 2,
Fig. 5 ein Bauteil aus den Fig. 2 und 3, in einer perspektivischen Darstellung,
Fig. 6 und 6A einen Zapfen und einen Schieber nach den Fig. 2 und 3, in Einzeldarstellungen,
Fig. 7 den Mechanismus nach Fig. 1 mit der in der Eingriffsstellung befindlichen Klauenkupplung, in einer Teilansicht,
Fig. 8 und 9 die profilverzahnten Abschnitte des Mechanismus, geschnitten längs der Linie 8-8 in Fig. 2,
Fig. 10 eine grafische Darstellung der Axialkräfte und Drehmomente, die an eine Schaltscheibe der Synchronisiereinrichtung angreifen,
Fig. 11 eine andere zweiseitige wirkende selbstkraftverstärkender Svnchronisiermechanismus, geschnitten längs der Linie 11-11 in Fig. 12,
Fig. 12 den Mechanismus, teilweise geschnitten längs der Linie 12-12 in Fig. 11,
Fig. 13 eine Schnittdarstellung längs der Linie 13- 13 in Fig. 12, und
Fig. 14, 14B und 14C einen Schieber nach den Fig. 1 und 2 in Einzeldarstellungen.

Detaillierte Beschreibung der Figuren

Der Ausdruck "Verbundgetriebe" wird verwendet, um ein Geschwindigkeitsgangwechselgetriebe zu bezeichnen, das eine Hauptgetriebegruppe und eine Hilfsgetriebegruppe aufweist, die in Serie zueinander liegen, wobei eine Gangstufenübersetzung in der Hauptgetriebegruppe durch eine weitere Gangstufenübersetzung in der Hilfsgetriebegruppe ergänzt wird. Der Ausdruck "hochschalten", wie er hier benutzt wird, soll das Schalten aus einer niedrigeren Gangstufe in eine höhere Gangstufe bedeuten. Der Ausdruck "herunterschalten" soll in dem hier benutzten Sinne das Schalten aus einer höheren Gangstufe in eine niedrigere oder langsamere Gangstufe bezeichnen. Der Ausdruck "langsamer Gang" oder "niedriger Gang" wird benutzt, um eine Gangstufe zu bezeichnen, die für Fahroperationen mit relativ niedriger Geschwindigkeit in Vorwärtsrichtung in dem Getriebe benutzt werden, d.h. einen Satz von Gängen, die eine höhere Untersetzung der Ausgangswellendrehzahl, bezogen auf die Drehzahl der Eingangswelle, aufweisen. "Synchronisierter Kupplungsmechanismus" soll einen Kupplungsmechanismus bedeuten, der verwendet wird, um eine ausgewähltes Gangzahnrad drehf est mit einer Welle mittels einer formschlüssigen Kupplung zu kuppeln, wobei der Versuch des Einrückens der formschlüssigen Kupplung solange verhindert wird, bis die Teile der formschlüssigen Kupplung in weitgehende synchrone Rotation mittels einer synchronisierenden Reibkupplung gebracht wird, die der formschlüssigen Kupplung zugeordnet ist. Der Ausdruck "selbstverstärkend" oder "selbstkrafterzeugend" soll einen Synchronisierkupplungsmechanismus bezeichnen, der Rampen oder Nocken od.dgl. aufweist, um die Einrückkraft für die Synchronisierkupplung proportional zu dem Synchronisierdrehmoment der Reibkupplung zu erhöhen.
In Fig. 1 ist nunmehr ein Verbundgetriebe 12 schematisch veranschaulicht, das eine Hauptgetriebegruppe 14 aufweist, die in Serie mit einer Hilfsgetriebegruppe 15 der Rangebauart angeordnet ist. Beide Gruppen sind an sich bekannt und mit Zwillingsvorgelegewellen ausgeführt. Es ist ersichtlich, daß das Getriebe 12 auch nur die Hauptgetriebegruppe 14 oder andere Arten von Verbundgetrieben aufweisen kann, wobei die Hilfsgetriebegruppe von der Splitbauart oder der kombinierten Split/Rangebauart ist. Solche Getriebe sind in dem US-Patent 4 788 889 beschrieben.
Typischerweise ist das Getriebe 12 in einem Gehäuse H angeordnet und weist eine Eingangswelle 16 auf, die durch einen Primärantrieb, beispielsweise einen Dieselmotor E, über eine wahlweise ausrückbare, normalerweise eingerückter Reibungshauptkupplung C angetrieben wird, die eine Eingangs- oder Antriebshälfte 18, die drehfest mit der Kurbelwelle des Motors verbunden ist, und eine treibende Hälfte 22 aufweist, die drehfest mit der Getriebeeingangswelle 16 verbunden ist.
Bei dem Getriebe 12 trägt die Eingangswelle ein Eingangszahnrad 24, um gleichzeitig eine Reihe von im wesentlichen identischen Vorgelegewellengruppen 26, 26A mit im wesentlichen gleichen Drehzahlen anzutreiben. Bei dem Getriebe 12 sind die gezeigten beiden Vorgelegewellengruppen 26, 26A an diametral gegenüberliegenden Seiten einer Hauptwelle 28 angeordnet, die im wesentlichen koaxial mit der Eingangswelle 16 ausgerichtet ist. Jede der Vorgelegewellengruppen 26, 26A weist eine Vorgelegewelle 30 auf, die an gegenüberliegenden Enden mittels Lagern 32, 34 in dem Gehäuse H gelagert ist. Von dem Gehäuse H sind lediglich Abschnitte schematisch gezeigt. Jede der Vorgelegewellen 30 trägt eine identische Gruppe von Vorgelegewellenzahnrädern 38, 40, 42, 44, 46 und 48, die mit den Wellen drehfest verbunden sind. Eine Anzahl von antreibenden oder Hauptwellenzahnrädern 50, 52, 54, 56 und 58 umgeben die Hauptwelle 28 und sind wahlweise mit der Hauptwelle 28 drehfest kuppelbar, jedoch zu jeder Zeit immer nur eines, in dem ein selbstkrafterzeugender Synchronisierkupplungsmechanismus 60, 62 und ein Kupplungsmuffenmechanismus 64 verschoben wird. Der Kupplungsmechanismus 60 kann nach links bewegt werden, um das Eingangszahnrad 34 an die Hauptwelle 28 anzukuppeln, damit ein direkter Antrieb der Eingangswelle 16 für die Hauptwelle 28 entsteht.
Vorzugsweise umgibt jedes Hauptwellenzahnrad die Hauptwelle 28 und steht ständig kämmend mit der zugehörigen Vorgelegewellenzahnradgruppe in Eingriff, durch die es schwimmend gelagert ist. Diese Art der Hauptwellenlagerung und die besonderen sich hieraus ergebenden Vorteile sind im einzelnen in den US-Patenten 3 105 395 und 3 335 616 beschrieben. Typischerweise werden die Kupplungsmechanismen 60, 62 und 64 mittels Schaltgabeln (nicht dargestellt), die einer Schaltstangengehäuseanordnung (nicht dargestellt) zugeordnet sind, axial positioniert, wie dies aus dem Stand der Technik bekannt ist. Die Kupplungsmuffe 64 ist von der bekannten unsynchronisierten Bauart der zweiseitig wirkenden Klauenkupplungen.
Es ist verständlich, daß, obwohl die vorliegende Erfindung in Verbindung mit Getrieben erläutert ist, die die bekannten Zwillingsvorgelegewellen, eine schwimmende Hauptwelle und schwimmende Hauptwellenzahnräder aufweisen, die erläuterte Erfindung in gleicher Weise auch auf Getriebe anwendbar ist, die von der Bauart mit einer einzigen Vorgelegewelle sind. Obwohl die vorliegende Erfindung außerdem in Verbindung mit durch den Fahrer geschalteten Getrieben erläutert und hierbei vorzugsweise verwendet wird, kann die Erfindung in gleicher Weise auch auf halb- oder vollautomatische mechanische Getriebesysteme angewendet werden, wie sie in dem US-Patent 4 361 060 beschrieben sind.
Das Hauptwellenzahnrad 58 ist das Rückwärtsgangzahnrad und wird ständig von dem Vorgelegewellenzahnrad 48 mittels eines üblichen leerlauf enden Zwischenrads (nicht dargestellt) angetrieben. Es ist außerdem zu vermerken, daß obwohl die Hauptgetriebegruppe 14 fünf auswählbare Vorwärtsgänge bereithält, der niedrigste Vorwärtsgang, nämlich der Gang, der durch die Antriebsverbindung zwischen dem Hauptwellenzahnrad 56 und der Hauptwelle 28 zustandekommt, häufig eine so hohe Untersetzung hat, daß er als niedriger oder Kriechgang angesehen wird, der nur zum Anfahren eines Fahrzeugs unter schweren Bedingungen verwendet wird. Wenn die Hauptgetriebegruppe 14 mit einer Hilfsgetriebegruppe, beispielsweise der zweigängigen Rangegruppe 15 verwendet wird, wird der niedrige Gang für gewöhnlich nicht ergänzt bzw. zusätzlich untersetzt. Demgemäß hält das Getriebe 12 hier neun Vorwärtsgänge bereit.
Die Hilfsgetriebegruppe 15 enthält zwei im wesentlichen identische Hilfs-Vorgelegewellenanordnungen 66, 66A, von denen jede eine Hilfsvorgelegewelle 68 aufweist, die an ihren gegenüberliegenden Enden mittels Lagern 70, 72 in dem Gehäuse H gelagert ist und zwei Hilfsgruppen-Vorgelegewellenzahnräder 74, 76 drehfest trägt. Die Hilfsgruppen-Vorgelegewellenzahnräder 74 kämmen ständig mit einem die Hauptwelle 28 umgebenden Rangezahnrad 78 und lagern dieses. Vorgelegewellenzahnräder 76 kämmen ständig mit einem eine Ausgangswelle 82 umgebenden und an dieser drehfest sitzenden Range/Ausgangszahnrad 80, das sie lagern.
Ein verschiebarer, beidseits wirkender selbstverstärkender Synchronisierkupplungsmechanismus 84 sitzt drehfest auf der Hauptwelle 28 und wird dazu verwendet, wahlweise entweder das Rangezahnrad 78 oder das Ausgangszahnrad 80 an die Hauptwelle 28 anzukuppeln. Der Kupplungsmechanismus 84 verwendet viele Prinzipien der beidseits wirkenden, selbstverstärkenden Synchronisierkupplungsmechanismen 60, 62.
Das Getriebe 12 wird aufeinanderfolgend durch die ersten fünf der insgesamt neun Vorwärtsgänge hochgeschaltet, indem der Rangekupplungsmechanismus 84 links positioniert wird, um das Rangezahnrad 78 an die Hauptwelle 28 anzukuppeln und indem sodann die Hauptgetriebegruppe durch ihre ersten fünf Vorwärtsgänge 56, 54, 52, 50, 16 geschaltet wird. Das seguenzielle Schalten durch die anderen vier Vorwärtsgangstufen wird bewirkt, indem der Rangekupplungsmechanismus 84 nach rechts bewegt wird, um die Hauptwelle 28 direkt an das Ausgangszahnrad 80 oder die Ausgangswelle 82 anzukuppeln, und indem sodann die Hauptgetriebegruppe durch die vier Vorwärtsgangstufen 54, 52, 50, 16 geschaltet wird. Das Herunterschalten ist nur die Umkehr des Hochschaltens.
Mit dem Rest der Figurenbeschreibung werden bei den Bauteilen und Elementen, die unmittelbar den schematisch veranschaulichten Bauteilen und Elementen aus Fig. 1 entsprechen, dieselben Bezugszeichen gegeben.
Betrachtet man nun hauptsächlich die Fig. 2 und 3, so ist dort im einzelnen eine Zahnrad- und Synchronisieranordnung 86 gezeigt, die eine um eine zentrale Achse 28a drehbare Hauptwelle 28, die axial voneinander beabstandeten Zahnräder 52, 54, die drehbar auf der Welle gelagert und gegen axiale Relativbewegung gegenüber der Welle durch ringförmige Anlaufglieder 88, 90 gesichert sind und den zweiseitig wirkenden Synchronisierkupplungsmechanismus 62 aufweist. Die Anlaufglieder 88, 90 sind in ringförmigen Nuten 28b, 28c in den Profilzähnen 29 der Welle axial gesichert und werden drehfest bezüglich der Welle mittels eines Sicherungszapfens 92 (Fig. 3) festgelegt, der in einer Lücke zwischen zwei der Profilzähne 29 angeordnet ist.
Der Synchronisiermechanismus 62 umfaßt ringförmige Reibglieder 94, 96 und ringförmige Klauenkupplungsglieder 98, 100, die an den Zahnrädern 52, 54 befestigt sind; Klauenkupplungsglieder 102, 104, die innere Profilverzahnungszähne 106, 108 aufweisen, die verschieblich mit äußeren Profilverzahnungszähnen 29 zusammenpassen, die einstückig auf der Welle 28 ausgebildet oder auf andere Weise darauf angeordnet sind; eine sich in radialer Richtung erstreckende Schaltscheibe 110, die axial einander gegenüberliegende Flächen 110a, 110b aufweist, die zwischen axial einander gegenüberliegenden Flächen 102a, 104a der Klauenteile 102, 104 liegen; drei H-förmige Halteteile 112 (von denen eines in Fig. 5 perspektivisch dargestellt ist), um die Scheibe und die Klauenteile gegen axiale Verschiebung zu sichern; ringförmige Reibteile oder -ringe 114, 116, die durch drei in Umfangsrichtung voneinander beabstandete Zapfen 118 starr zusammengehalten werden, die sich in axialer Richtung von den Reibgliedern und durch Öffnungen 110c in der Scheibe erstrecken; und drei vorkrafterzeugende und die Neutralstellung zentrierende Anordnungen 120, die jeweils eine Feder 122 und einen Schieber 124 aufweisen, der gegen die von den Zapfen gebildeten Flächen drückt. Hierzu alternativ kann der Synchronisiermechanismus 62 auch eine einfach wirkende Ausführungsform mit Zapfen sein, d.h. so eingerichtet sein, daß er nur ein einziges Zahnrad mit einer Welle synchronisiert und formschlüssig kuppelt; ein solcher Mechanismus ist in der US-Patentschrift 3 221 851 offenbart. Auch kann die Anzahl der Halteteile 112, der Zapfen 118 und der Anordnungen 120 größer oder kleiner sein als hierin offenbart.
Wie man ohne weiteres erkennen kann, sind die Reibglieder 94, 114 und 96, 116 zur Bildung von Reibungskupplungen in Paaren angeordnet, um die Zahnräder mit der Welle zu synchronisieren, bevor die Klauenkupplungen einrücken. Konuskupplungen werden bevorzugt; es können jedoch auch andere Arten von Reibungskupplungen verwendet werden. Die Reibglieder 94, 96 können an den zugehörigen Zahnrädern auf eine von mehreren bekannten Arten befestigt sein. Die Reibglieder 94, 96 haben innere konusförmige Reibflächen 94a, 96a, die jeweils zu äußereh konusförmigen Reibflächen 114a, 116a passen. Die Glieder 94, 96 bzw. 114, 116 werden auch als Synchronisierkegel und -ringe bezeichnet.
Ein großer Bereich von Konuswinkeln kann benutzt werden; hierin werden Konuswinkel von siebeneinhalb Grad verwendet. Die Reibflächen 114a, 116a und/oder 94a, 96a können aus einem beliebigen einer Vielzahl von bekannten Reibmaterialien bestehen, die auf dem Grundkörper befestigt sind; hierin wird ein Reibmaterial aus pyrolytischem Kohlenstoff bevorzugt, wie dies in den US-Patentschriften 4 700 823; 4 844 218; und 4 778 548 offenbart ist.
In Fig. 6 sind die Zapfen 118 genauer dargestellt. Jeder Zapfen umfaßt einen Abschnitt 118a mit einem großen Durchmesser, dessen Durchmesser etwas kleiner ist als der Durchmesser der Scheibenöffnungen 110c, einen Abschnitt 118b mit vermindertem Durchmesser oder eine Nut, der bzw. die sich zwischen den Reibringen 114, 116 befindet und von ihnen beabstandet (hier mittig angeordnet) ist, konische Sperrschultern oder -flächen 118c, 118d, die sich von den Zapfenachsen aus radial nach außen und in axialer Richtung gegenüber einer zu den Zapfenachsen rechtwinkligen Linie unter einem Winkel von ungefähr vierzig Grad voneinander weg erstrecken, sowie vorzugsweise, aber nicht notwendigerweise, unabhängige vorkrafterzeugende Flächen 118e, 118f und verlängerte, sekundäre Zentrierflächen 118g, 118h. Wenn die verjüngten bzw. die Nut enthaltenden Abschnitte in ihren zugeordneten Öffnungen der Scheibe angeordnet sind, gestatten sie eine begrenzte Verdrehung des starren Reibringes und der Zapfenanordnung gegenüber der Scheibe, um den Eingriff der Sperrschultern der Zapfen mit den um die Öffnungen der Scheibe herum ausgebildeten, angefasten Sperrschultern 110d, 110e zu bewirken. Die vorkrafterzeugenden Flächen 118e, 118f schneiden die konischen Sperrschultern 118c, 118d tangential oder schneiden einen Abschnitt davon ab, sind vorzugsweise (aber nicht notwendigerweise) flache, planare Flächen und schließen gegenüber den Zapfenachsen Winkel ein, die etwas kleiner sind als die Winkel der Sperrflächen. Die Zentrierflächen 1189, 118h sind ebenfalls flache, planare Flächen, und schließen gegenüber den Zapfenachsen Winkel ein, die wesentlich kleiner sind als die Winkel der Sperrflächen und vorkrafterzeugende Flächen, wie ohne weiteres in der Zeichnung sichtbar ist. Wie hierin offenbart ist, bilden die Sehnenlängen der flachen Flächen Tangenten an konzentrische Kreise um die Zapfenachse und die Wellenachse. Die von den sekundären Zentrierflächen erzeugten axialen Kräfte sollten ausreichend sein, um die Scheibe 110 in ihre Neutralstellung zurückzubewegen, falls eine solche Positionierung von dem Schaltmechanismus zur Bewegung der Scheibe nicht vollständig ausgeführt wurde.
Schieber 124 sind durch in den Schlitzen 110f der Scheibe angeordnete Schraubendruckfedern 122 in radialer Richtung nach außen auf die vorkrafterzeugenden und zentrierenden Flächen der Zapfen zu vorgespannt. Die Hauptabmessung der Schlitze erstreckt sich bezüglich der Wellenachse vorzugsweise, aber nicht notwendigerweise, hauptsächlich in radialer Richtung. Die Schlitze reichen auch durch die in axialer Richtung zeigenden Stirnflächen 110a, 110b der Scheibe, reichen in die Scheibenöffnungen 110c hinein und haben an ihrer in radialer Richtung innenliegenden Längserstreckung Enden 110g, auf die sich die Federn abstützen. Der in radialer Richtung innere Abschnitt der Federn kann durch nicht dargestellte Mittel gesichert sein, wie z.B. durch Stifte, die sich von den Enden der Schlitze radial nach außen erstrecken. Die Schieber 124 können aus Blech hergestellt werden, sie sind aber, um Stabilität und Oberflächenhärte zu bieten, vorzugsweise aus einem gegossenen oder verdichteten Material, z.B. Stahl hergestellt. Jeder Schieber 124 hat eine etwa U-förmige Querschnittsgestalt mit einem einen Kopf bildeden geschlossenen Ende, der flache abgeschrägte Flächen 124c, 124d trägt, die mit den flachen vorkrafterzeugenden und zentrierenden Flächen des zugeordneten Zapfens 118 zusammenwirken. Die Seitenwände jedes Schiebers tragen Flächen 124c, 124d, die gleitend mit den radial sich erstreckenden Seitenwandflächen 110f zusammenwirken, um den Schieber in der Umfangsrichtung zu sichern. die Seitenwände der Schieber haben ferner Seitenflächen 124e, 124f, die gleitfähig mit den in axialer Richtung zeigenden, radial sich erstreckende Endflächen 102a, 104a de Klauenglieder 102, 104 zusammenwirken, um den Schieber in axialer Richtung zu sichern.
Wie vorstehend erwähnt, weisen die Klauenglieder 102, 104 innere Profilverzahnungszähne 106, 108 auf, die mit den auf der Welle angefügten äußeren Profilverzahnungszähnen 29 verschieblich zusammenpassen. Die äußeren Profilverzahnungszähne haben evolventenförmige Flankenflächen 29', die sich parallel zu der Wellenachse erstrecken und deren Paarung mit den Flankenflächen der Profilverzahnung der Klauenglieder verhindert, daß sie sich gegeneinander verdrehen. Die H-förmige Teile 112 weisen jeweils Endabschnitte 112a, 112b, die sich auf den Flächen 102b, 104b der Klauenglieder abstützen, und einen mittleren Abschnitt 112c auf, der die Endabschnitte miteinander verbindet. Der mittlere Abschnitt erstreckt sich ohne Spiel durch nicht dargestellte, sich in axialer Richtung erstreckende Schlitze 102c, 104c in den Klauengliedern und mit Spiel durch Öffnungen 110h, die radial sich erstreckenden Stoppflächen 110n, 110m tragen, die mit dem mittleren Abschnitt 112c zusammenwirken, um eine Drehbewegung der Scheibe gegenüber den Klauengliedern und der Welle aus weiter unten erläuterten Gründen zu begrenzen.
Wie am besten in den Fig. 2, 3, und 7-9 zu sehen ist, sind die Außenzähne 29 der Welle in beiden Axialrichtungen bezüglich der gemäß den Fig. 1 und 8 in der Neutralstellung befindlichen Scheibe umgestaltet, um eine oder mehrere Schrägflächen zu ergeben, die mit einer entsprechenden Anzahl von Schrägflächen zusammenwirken, die von Widerlagermitteln oder Innenzähnen 111 gebildet sind, die von der Scheibe 110 radial nach innen und in die axial sich erstreckenden Zahnlücken der Wellenverzahnung ragen. Die Schrägflächen ermöglichen eine begrenzte Verdrehung der Scheibe gegenüber den Klauengliedern 102, 104 und der Welle 28 und übertragen ein Synchronisationsdrehmoment von der Konuskupplung und der Welle, um eine zusätzliche selbstverstärkende axiale Vorkraft abzugeben, um die Eingriffskraft der zu Beginn durch eine auf die Scheibe 110 ausgeübte Schaltkraft eingerückten Konuskupplung zu erhöhen, wodurch das von der Konuskupplung abgegebene Synchronisationsdrehmoment vergrößert wird. Die Schrägflächen können zur Erhöhung der Synchronisierungskraft bei einem oder beiden Zahnräder und/oder zur Erhöhung der Synchronisierungskraft abhängig von Drehmomenten in beiden Richtungen, wie sie beim Herauf- und Herunterschalten auftreten, eingerichtet sein. Noch genauer gesagt, weist jeder Zahn 29, der in Umfangsrichtung zwischen jedem H-förmigen Sicherungsmittelabschnitt 112c liegt, erste und zweite axial voneinander beabstandete Ausnehmungen auf, die ringförmige Nuten mit ersten Enden bilden, die durch einen zapfenförmigen Abschnitt 29a in axialer Richtung liegenden Enden 29b, 29c und einem minimalen Außendurchmesser 29d definiert sind. Der minimale Außendurchmesser 29d ist größer als der Wurzeldurchmesser der Profilverzahnung 29 und größer als der Innendurchmesser 196a, 108a der Klauenkupplungsverzahnungszähne 106, 108. Ferner ist der minimale Außendurchmesser 29d kleiner als der Innendurchmesser 111e der Innenzähne 111. Der zapfenförmige Abschnitt 29a hat eine diamant- oder rautenförmige Gestalt, die gebildet wird, indem in beiden Axialrichtungen von jedem Zahn Teile entfernt werden. Die axiale und die radiale Erstreckung der abgenommenen Teile ist so gewählt, daß die Bearbeitung der Verstärkungsflächen 29e, 29f, 29g, 29h an dem Zapfenteil 29a vereinfacht und die Auswirkungen minimiert werden, die ein solches Abtragen auf die Festigkeit der Zähne hat. Außerdem sind Verzahnungszähne mit ausreichend radialer Tiefe vorgesehen, um sicherzustellen, daß die Schrägflächen einen genügenden Oberflächenbereich tragen, um die Abnutzung infolge der darauf einwirkenden Kräfte zu minimieren. Die axiale Erstreckung der abgenommenen Abschnitte oder Ausnehmungen zwischen den axialen Enden 29m, 29n der Zapfenteile 29a und der axialen Enden 29b, 29c der Zähne 29 wird einfach dadurch hergestellt, daß ringförmige Nuten in die Zähne eingearbeitet werden. Die axiale Länge des entfernten Teils reicht aus, um das Einführen des Bearbeitungswerkzeugs zur Herstellung der Schrägflächen zu vereinfachen. Die Schrägflächen 29e, 29f wirken jeweils gegen Schrägflächen 110a, 110b an den Zähnen 111 der Scheibe, um eine zusätzliche Axialkraft zu erzeugen, um die Synchronisiergeschwindigkeit des Zahnrades 54 in Abhängigkeit von dem Drehmoment in beiden Richtungen zu erhöhen oder zu unterstützen. Die Winkel der Schrägflächen können verändert werden, um ein unterschiedliches Maß für die zusätzliche Axialkraft beim Herauf- oder beim Herunterschalten und für hohe und niedrige Gänge zu schaffen. Wenn es außerdem bevorzugt wird, in einer Richtung keine zusätzliche Kraft für eines oder mehrere Zahnräder zu bekommen, können die Schrägflächen parallel zu der Verzahnung liegen, d.h. es wird keine wirksame Rampe geschaffen. Die Stärke oder das Maß der axialen Kräfte ist, wie außerdem nachstehend erläutert ist, eine Funktion des mittleren Verhältnisses der Radien der Reibkupplungen und der selbstkraftverstärkenden Schrägflächen. Demgemäß kann die Stärke der zusätzlichen Kraft bei einer gegebenen, auf die Schaltscheibe 110 mittels einer Schaltgabel ausgeübten Schaltkraft variiert werden, indem die Schrägflächenwinkel und/oder das mittlere Durchmesserverhältnis variiert wird.
Wenn sich die Scheibe 110 in der Neutralstellung nach den Fig. 1 und 8 befindet, sind die verminderten Durchmesser aufweisenden Abschnitte 118b der Zapfen 118 in radialer Richtung mit ihren zugeordneten Scheibenöffnungen 110c ausgerichtet, die Reibflächen der Konuskupplungen befinden sich in einem geringen Abstand voneinander und werden in diesem beabstandeten Zustand durch abgewinkelte vorkrafterzeugende Flächen 124a, 124b der Schieber 124 gehalten, die auf die vorkrafterzeugenden Flächen 118e, 118f der Zapfen 118 mit der Kraft der Federn 122 einwirken. Die axiale Kraft, die durch die vorkrafterzeugenden Flächen entsteht, ist vorzugsweise ausreichend, um jeder zusätzlichen axialen Kraft auf die Scheibe durch die vorkrafterzeugenden Schrägen aufgrund von viskosen Scherkräften des Öles zwischen den Flächen der Konuskupplung entgegenzuwirken. Wenn es gewünscht ist, eines der Zahnräder mit der Welle zu kuppeln, bewegt ein geeigneter und nicht dargestellter Schaltmechanismus, wie er z.B. in der US-Patentschrift 4 920 815 offenbart und mit dem äußeren Rand der Scheibe 32 in bekannter Weise verbunden ist, die Scheibe längs der Achse der Welle 28 in axialer Richtung entweder nach links, um das Zahnrad 52 anzukuppeln oder nach rechts, um das Zahnrad 54 anzukuppeln. Der Schaltmechanismus kann von einem Fahrer manuell mittels einer Gestängeanordnung bewegt werden oder wahlweise durch einen Aktuator oder durch Mittel, die automatisch eine Bewegung des Schaltmechanismus einleiten und die auch die Stärke der von dem Schaltmechanismus ausgeübten Kraft steuern. Wenn der Schaltmechanismus manuell bewegt wird, ist die Kraft proportional zu der Kraft, die der Fahrer auf einen Schalthebel ausübt. Ob nun manuell oder automatisch ausgeübt, wird die Kraft auf die Scheibe 32 in axialer Richtung ausgeübt und ist durch die Länge des Pfeiles Fo in Fig. 10 repräsentiert.
Die anfängliche axiale Bewegung der Scheibe 110 nach rechts durch die Schaltkraft Fo des Fahrers wird mittels der vorkrafterzeugenden Flächen 118f, 124b auf die Zapfen übertragen, um einen anfänglichen reibschlüssigen Eingriff der Konusfläche 116a mit der Konusfläche 96a zu bewirken. Die anfängliche Eingriffskraft der Konusfläche ist natürlich eine Funktion der Kraft der Federn 122 und der Winkel der vorkrafterzeugenden Flächen. Der anfängliche reibschlüssige Eingriff (angenommen es herrscht kein Gleichlauf und die Wirkung der vorkrafterzeugenden Schrägen wird zunächst vernachläßigt) erzeugt eine anfängliche Eingriffskraft der Konuskupplung und ein Synchronisationsdrehmoment To, das eine begrenzte relative Verdrehung der Scheibe 32 gegenüber dem eingerückten Reibring und folglich die Bewegung der Abschnitte 118b mit vermindertem Durchmesser der Zapfen zu den entsprechenden Seiten der Scheibenöffnungen 110c sicherstellt, um einen Eingriff der Sperrschultern 118c der Zapfen mit den Sperrschultern 110d der Scheibe zu bewirken. Wenn die Sperrschultern in Eingriff sind, wird die volle Schaltkraft Fo des Fahrers auf die Scheibe 110 mittels der Sperrschultern auf den Reibring 110 übertragen, wodurch die Konuskupplung durch die volle Kraft der Schaltkraft Fo des Fahrers eingerückt und ein resultierendes Synchronisationsdrehmoment To des Fahrers erzeugt wird. Dieses Synchronisationsdrehmoment To des Fahrers ist in Fig. 10 durch den Pfeil To repräsentiert. Da die Sperrschultern gegenüber der axialen Richtung der Schaltkraft Fo des Fahrers unter einem Winkel angeordnet sind, erzeugen sie eine Gegenkraft oder ein Lösedrehmoment, das dem synchronisierenden Drehmoment der Konuskupplung entgegengerichtet, aber während Asynchronbedingungen in der Stärke kleiner ist. Sobald im wesentlichen Gleichlauf erreicht ist, fällt das Synchronisationsdrehmoment unter das Lösedrehmoment, wodurch die Sperrschultern die Zapfen in eine konzentrische Lage in den Öffnungen 110c bringen, um eine axiale Weiterbewegung der Scheibe und ein Einrücken der äußeren Klauenzähne 104d des Klauenglieds 104 mit den inneren Klauenzähnen des Klauenglieds 100 zu gestatten, wie dies in Fig. 7 gezeigt ist. Wie aus dem Stand der Technik bekannt ist und wie es nur durch die Bezugszeichen für die Klauenzähne 98a des Klauenteils 98 in Fig. 7 spezifiziert ist, haben die vorderen Abschnitte der Klauenzähne abgeschrägte Vorderkanten 98b, um die Beschädigung der Zähne bei der anfänglicher Berührung zu vermindern, und sich verjüngende oder keilförmige Flächen 98c, um die Zähne genau aufeinander auszurichten. Klauenzähne mit solchen Führungsabschnitten sind im einzelnen in der US-Patentschrift 4 246 993 ebenso wie in der US- Patentschrift 3 265 173 offenbart, die eine technische Lehre für die geeigneten Schrägwinkel angibt. Die Keilflächen, die asymmetrisch sein können, verhindern eine Verzögerung des Schaltvorganges aufgrund eines Aufeinandertreffens der Stirnseiten der Zähne. Um ein weiches und relativ müheloses Schalten zu erleichtern, sind die Klauenzähne vorzugsweise in Umfangsrichtung so fein oder klein, wie es praktikabel ist, um dadurch die Anzahl der Drehschritte oder den Drehwinkel zu reduzieren, der notwendig ist, um die Klauenzähne genau aufeinander aus zurichten. Dementsprechend werden die Klauenzähne auf einem Durchmesser angeordnet, der so groß wie möglich ist.
Vernachlässigt man immer noch die Wirkung der vorkrafterzeugenden Schrägen, so ist das durch die Kraft Fo verursachte Drehmoment der Konuskupplung durch Gleichung (1) gegeben
To = FoRouc/Sinα (1)
wobei:
Rc = der mittlere Radius der konischen Reibfläche,
uc = der Reibungsköeffizient der konidchen Reibfläche, und
α = der Winkel der konischen Reibflächen.
Betrachtet man nun die Wirkungen der vorkrafterzeugenden Schrägen und bezieht man sich insbesondere auf die Fig. 8 und 9, so wird das Synchronisationsdrehmoment To aufgrund der von dem Fahrer ausgeübten Schaltkraft Fo natürlich mittels der Zapfen 118 auf die Scheibe 110 übertragen und über die vorkrafterzeugenden Schrägflächen in die Welle 28 eingeleitet. Die vorkrafterzeugenden Schrägflächen begrenzen im Eingriffszustand die Verdrehung der Scheibe gegenüber der Welle 28 und den Klauengliedern 102, 104 und erzeugen eine axiale Kraftkomponente oder zusätzliche axiale Kraft Fa, die auf die Scheibe in derselben Richtung wie die Schaltkraft Fo wirkt und dabei die Einrückkraft der Konuskupplung weiter erhöhte um ein zusätzliches Synchronisationsdrehmoment Ta zu erzeugen, das zu dem Drehmoment To hinzukommt. Fig. 8 zeigt die Stellung der vorkrafterzeugenden Schrägflächen und der Klauengliedverzahnungen 106, 108 gegenüber der Verzahnung 29 der Welle, während sich die Schaltscheibe 110 in der Neutralstellung befindet, die der Stellung in Fig. 2 entspricht. Fig. 9 zeigt eine Stellung der Schrägen und der Profilverzahnungen während das Zahnrad 16 durch die in Eingriff befindlichen Konusflächen 96a, 116a synchronisiert wird. Die in Eingriff befindlichen Konusflächen erzeugen ein Synchronisationsdrehmoment in einer Richtung, das den Eingriff der Schrägflächen 111d der Scheibe mit den Schrägflächen 29f bewirkt hat. Folglich ist die Summe der axialen Kräfte zum Einrücken der Konuskupplung Fo plus Fa und die Summe der synchronisierenden Drehmomente, die durch die Konuskupplung erzeugt werden, To plus Ta, wie es in Fig. 10 graphisch dargestellt ist. Bei gegebener Schaltkraft Fo des Fahrers und gegebenem synchronisierenden Drehmoment To des Fahrers ist die Größe der zusätzlichen axialen Kraft vorzugsweise eine Funktion des Winkels der in Eingriff befindlichen selbstverstärkenden Schrägflächen. Dieser Winkel ist vorzugsweise groß genug, um eine zusätzliche Kraft Fa mit einer Größe zu erzeugen, die ausreicht, um bei einer vorgegebenen moderaten Anstrengung des Fahrers beim Schalten das Synchronisationsdrehmoment merklich zu vergrößern und die Synchronisationszeit zu verringern. Dieser Winkel ist jedoch vorzugsweise auch klein genug, um eine kontrollierte zusätzliche axiale Kraft Fa zu erzeugen, d.h. die Kraft Fa sollte abhängig von der zu- oder abnehmenden Kraft Fo, zu- oder abnehmen. Wenn der Schrägenwinkel zu groß ist, sind die Schrägen eher selbstsperrend als selbstkrafterzeugend; wenn die Konuskupplung erst einmal anfänglich eingerückt ist, wird folglich die Kraft Fa unabhängig von der Kraft Fo schnell und unkontrollierbar ansteigen und die Konuskupplung in einen durchgekuppelten Zustand treiben. Tritt eher Selbstsperrung anstelle von Selbstkrafterzeugung auf, wird die Schaltgualität oder der Schaltkomfort verringert, können die Synchronisierkomponenten überlastet werden, kann Überhitzung oder schnelle Abnutzung der Konuskupplungsflächen verursacht und sogar Bewegungen des Schalthebels durch den Fahrer können überwunden werden.
Die wichtigsten Variablen zur Berechnung der servokrafterzeugenden Schrägenwinkel θ und der Erzeugung zusätzlicher axialer Kräfte Fa, die proportional zu den Kräften Fo des Fahrers zu- oder abnehmen, sind der Winkel α der Konuskupplung, der Reibungskoeffizient uc der Konuskupplung, das Verhältnis der mittleren Radien Rc der Konuskupplung und mittleren Radien Rr der servokrafterzeugenden Schrägen, der Reibungskoeffizient ur der Schrägen und der Druckwinkel φ der servokrafterzeugenden Schrägen. Im vorliegenden Fall ist der Druckwinkel φ gleich Null. Das gesamte, von der Konuskupplung erzeugte Synchronisationsdrehmoment Tt, ist:
Tt = FtRcuc/sinα (2)
wobei
Tt = To+Ta (3)
und
Ft = Fo+Fa (4)
Die Gleichung für die zusätzliche axiale Kraft Fa wird ohne Ableitung angegeben und lautet
wobei der Schrägenwinkel θ gegenüber einer zu der Wellenachse 28a rechtwinkligen Ebene gemessen wird, und Ftan auf die Schrägen wirkt und die tangentiale Kraftkomponente des Drehmoments Tt bei Rr ist. Tt und Ftan sind für eine Drehmomentrichtung durch ebenso bezeichnete Pfeile in Fig. 8 jeweils dargestellt. Daher
Ftan = Tt/Rr (6)
Setzt man die Gleichungen (5) und (6) in Gleichung (4) ein und löst nach Ft auf ergibt sich
Ft/Fo ist als Verstärkungs- oder Servokraftverhältnis definiert. Je größer das Verstärkungsverhältnis ist, desto größer ist bei gegebener Schaltkraft Fo des Fahrers das gesamte Synchronisationsdrehmoment Tt. Verstärkungsverhältnisse gleich 1 entsprechen Schrägenwinkeln θ von 90º; solche Winkel sind parallel zu der Profilverzahnung der Welle und erzeugen keine Vorkraft. Wenn θ abnimmt, nimmt das Verstärkungsverhältnis zu. Verstärkungsverhältnisse von 1 : 1 bis ungefähr 5 : 1 sind verwendet worden. Verstärkungsverhältnisse größer als 1 : 1 und kleiner als 5 : 1 werden jedoch bevorzugt. Ft/Fo strebt nach unendlich, wenn der Nenner von Gleichung (7) nach Null strebt. Dies tritt natürlich dann ein, wenn sich der negative Term im Nenner von Gleichung (7) Eins nähert. Demnach sind die Schrägen servokrafterzeugend und nicht selbstsperrend, wenn
Für eine gegebene Synchronisiergeometrie kann Gleichung (8) vereinfacht werden, indem man Rc, uc, Rr, α gleich einer Konstanten K setzt:
oder
Einsetzen beider Gleichungen (9) in Gleichung (8), umordnen und auflösen nach den Schrägenwinkeln θ ergibt Gleichung (10), die die minimalen Winkel θ angibt. Solche minimalen Winkel erzeugen zu der Schaltkraft Fo des Fahrers proportionale, vorkrafterzeugende Kräfte Fa, die maximale, kontrollierbare Verstärkungsverhältnissen bieten, die nicht selbstsperrend sind.
Behält man im Auge, daß θ in einer Ebene gemessen wied, die senkrecht zu der Ellenachse 28a ist so ergeben zunehmende Werte für den Winkel θ abnehmende Werte für die Kraft Fa und das Drehmoment Ta und natürlich abnehmende Werte für das Drehmoment Tt. Demgemäß muß, wenn K zunimmt, der Winkel θ abnehmen, um eine Selbstblockierung zu verhindern und die die Kraft Fa Proportional zu Fo zu halten, vorausgesetzt alle übrigen Variablen bleiben unverändert.
Im einzelnen sollten die minimalen Winkel θ zunehmen, um Selbstsperrung zu verhindern und um die Kräfte Fa proportional zu Fo zu halten, wenn:
das mittlere Verhältnis der Radien Rc/Rr zunimmt und/oder
der Konuswinkel α abnimmt und/oder
der Reibungskoeffizient der Kupplung uc zunimmt
und/oder
der Schrägendruckwinkel φ zunimmt und/oder
der Reibungskoeffizient der Schrägflächen ur zunimmt.
Auch wenn der minimale Schrägenwinkel für eine sogenannte vorgegebene Geometrie und ein maximales gewünschtes Verstärkungsverhältnis berechnet wird, wird ein Sicherheitsabstand bevorzugt, um Selbstsperrung oder übermäßige Verstärkung aufgrund von Fertigungstoleranzen oder aufgrund normaler Abnutzung der Komponenten zu verhindern.
Da der servokrafterzeugende Synchronisiermechanismus 60 im wesentlichen gleich ist wie der Mechanismus 62, braucht er nicht beschrieben zu werden. Der servokrafterzeugende Synchronisiermechanismus 84 der Rangegruppe verwendet im wesentlichen dieselbe Konstruktion und arbeitet in der gleichen Weise hinsichtlich der servokrafterzeugenden Schrägflächen, jedoch unterscheidet er sich in der Konfiguration der Zapfen und Schieber zur Vorkrafterzeugung für die Konuskupplungen und zum Sperren eines asynchronen Eingriffs der Klauenkupplungen. Dementsprechend ist die Beschreibung des Mechanismus 84 auf die vorkrafterzeugenden Maßnahmen und die Sperrmaßnahmen beschränkt.
Der Synchronisiermechanismus 84 weist abgewinkelte, ringförmige Reibteile 142, 144, ringförmige Klauenkupplungsteile 74a, 76a, die mit Zahnrädern 78, 80 verbunden sind, Klauenkupplungsteile 134, 136 mit inneren Profilverzahnungszähnen 134a, die verschieblich mit externen Profilverzahnungszähnen 82a zusammenwirken, die einstückig mit der Welle 82 ausgebildet oder anders an dieser befestigt sind, eine radial sich erstreckende Schaltscheibe 138 mit axial einander gegenüberliegenden Stirnflächen 138a, 138b, die sandwichartig zwischen axial weisenden Flächen 134b, 136b der Klauenkupplungsteile 134, 136 angeordnet sind, drei H-förmige Sicherungsglieder 140 zum Sichern der Scheibe und der Schaltglieder bezüglich einer axialen Relativbewegung, ringförmige Reibringe 130, 132, die dazu vorgesehen sind, mit den Gliedern 142, 144 in Eingriff zu kommen, von denen jeder einen Satz von drei in Umfangsrichtung voneinander beabstandeten Zapfen 146, 148 trägt, die starr und axial wegstehen und durch in Umfangsrichtung beabstandete Öffnungen 138c, 138d der Scheibe ragen sowie drei Federgruppen 150 auf, von denen jede eine Feder 152 sowie zwei Schieber 154 umfaßt, die die Zapfen 146, 148 bezüglich der Umfangsrichtung in entgegengesetzte Richtungen vorspannen.
Die Zapfen 146, 148 haben jeweils Abschnitte 146a, 148a mit größerem Durchmesser, der geringfügig kleiner ist als der Durchmesser der zugehörigen Scheibenöttnungen 138c, 138d, sowie Bereiche mit vermindertem Durchmesser 146b, 148b und konische Sperrschultern oder Flächen 146c, 148c, die von der Zapfenachse radial nach außen gerichtet sind und axial in Richtung des zugehörigen Reibrings unter einem Winkel von etwa 40º gegenüber einer Geraden, die rechtwinklig zu der Zapfenachse verläuft, zeigen. Wenn die Abschnitte mit vermindertem Durchmesser sich in ihren zugehörigen Scheibenöffnungen befinden, gestatten sie eine begrenzte Bewegung der Zapfen und des zugehörigen Reibrings gegenüber der Scheibe, um eine nicht konzentrische Positionierung der Zapfen in den Öffnungen zu erreichen, damit die Sperrschultern des Zapfens mit den abgeschrägten Sperrschultern 138e, 138f in Eingriff kommen, die um die Scheibenöffnungen ausgebildet sind.
Es wird nun im einzelnen auf die Zapfen 146, 148 sowie die Federgruppen 150 und hauptsächlich auf die Fig. 12 und 13 eingegangen, wonach jede Federgruppe 150 in einem Schlitz 138g angeordnet ist, der sich in axialer Richtung durch die in axialer Richtung gegenüberstehenden Stirnflächen 138a, 138b der Scheibe erstreckt und der gegenüberstehende Enden hat, die in die Scheibenöffnungen 138c, 138d einmünden. Die Schieber 154, die einzelne in den Fig. 14A, 148 und 14C gezeigt sind, können aus einem Blechmaterial hergestellt sein, sind aber vorzugsweise aus einem Guß- oder einem verdichteten Material, beispielsweise Stahl, um Steifigkeit und Oberflächenhärte zu bekommen. Jeder Schieber weist eine Sackbohrung 154a zur Aufnahme eines Endes der zugehörigen Feder 152 sowie einen Kopfabschnitt auf, der flache, abgeschrägte Flächen 154b, 154c bildet, die auf den Sperrschultern auflaufen, wenn der Abschnitt mit dem größeren Durchinesser des zugehörigen Zapfens in die Öffnung eindringt, um den Schaltvorgang abzuschließen. Die Federn 152 sind vorzugsweise Schraubendruckfedern. Die Bohrung wird seitlich von Seitenwänden 154d, 154e, die verschieblich mit den Schlitzwänden zusammenwirken, und durch Seitenwände 154f, 154g begrenzt, die verschieblich die Stirnflächen 138a, 138b der Scheibe umgreifen oder, wie hier, die Führungsnuten, die parallel zu dem Schlitz verlaufen, um eine anbindungsfreie Ausrichtung der Schieber in den Nuten beizubehalten. Die Seitenwände 154f, 154g haben eine etwa kreisförmige Gestalt (Fig. 148) mit einem Durchmesser, der kleiner als der Durchmesser der Scheibenöffnungen 138c, 138d ist, um den Einbau in die Schlitze durch die Scheibenöffnung hindurch zu erleichtern. Gemäß Fig. 12 sind die Zapfen 146 im Uhrzeigersinne in die nicht konzentrische Stellung vorgespannt, wobei die Öffnungen 138d und die Zapfen 148 im Gegenuhrzeigersinne in die nicht konzentrische Stellung mit den Öffnungen 138c vorgespannt sind. Bei einer derartigen, nicht konzentrischen Positionierung und unter der Annahme einer Drehung der Zahnräder 78, 80 sowie der Wellen 28, 82 im Gegenuhrzeigersinne, wenn die Anordnung von rechts bezüglich der Fig. 12 betrachtet wird, sind die Sperrschultern 148c der Zapfen so ausgerichtet, daß sie mit den Sperrschultern 138a der Scheibe in Eingriff kommen, sobald der Synchronisiermechanismus durch eine Bewegung nach links hochgeschaltet wird, um das Zahnrad 78 unmittelbar an die Welle 82 anzukuppeln, während die Sperrschultern 146c der Zapfen im Sinne des Eingriffs mit den Sperrschultern 138e der Scheibe ausgerichtet sind, wenn der Synchronisiermechanismus durch eine Bewegung nach rechts heruntergeschaltet wird, um das Zahnrad 78 mit der Welle 82 über die Zahnräder 74, 76 und 80 zu kuppeln.
Betrachtet man nun Anwendungen von selbstverstärkenden Synchronisiermechanismen in einem mehrgängigen Geschwindigkeitswechselgetriebe, so nimmt bekanntlich die zur Synchronisierung einer Gangstufe erforderliche Zeit ab, wenn das gesamte Synchronisationsdrehmoment zunimmt. Weiterhin ist aufgrund von Unterschieden zwischen den rückwirkenden Trägheitsmomenten, d.h. den tatsächlichen Trägheitsmomenten der zu synchronisierenden Komponenten plus Reibung, die Größe der notwendigen Arbeit, um niedrige Gangstufen zu synchronisieren, im allgemeinen größer, als diejenige, die für höhere Gangstufen notwendig ist; ebenso ist die Arbeit, die notwendig ist, um eine vorgegebene Gangstufe beim Herunterschalten zu svnchronisieren im allgemeinen größer als diejenige, die beim Hochschalten erforderlich ist. Weil die Übersetzungsdifferenz zwischen den Rangzahnrädern 78, 80 wesentlich größer ist als die Übersetzungsdifferenz zwischen den Gangzahnrädern der Hauptgetriebegruppe, ist dementsprechend die erforderliche Arbeit zum synchronisieren der Rangezahnräder 78, 80 größer als die Arbeit, die zum Synchronisieren der Gangstufenzahnräder der Hauptgetriebegruppe benötigt wird. Dementsprechend sind die Mechanismen für niedrigere Gangstufen vorzugsweise mit größeren Verstärkungsverhältnissen und die Mechanismen für höhere Gangstufen mit kleineren Verstärkungsverhältnissen ausgestattet, wenn die Synchronisiermechanismen, wie sie hier offenbart sind, in einem Mehrganggetriebe verwendet werden Ebenso ist für eine gegebene Gangstufe das Verstärkungsverhältnis für Herunterschaltvorgänge, vorzugsweise größer als für Hochschaltvorgänge. Indem man die Verstärkungsverhältnisse so anordnet, können für alle Gangstufen eines Getriebes, das mit den servokrafterzeugenden Synchronisiermechanismen ausgestattet ist, gleiche Schalt- oder Synchronisierzeiten erreicht werden. Bei den hier offenbarten Synchronisiermechanismen können die Verstärkungsverhältnisse durch Veränderung des Winkels α der Konuskupplung, des Radiusverhältnisses Rc/Rr und der Winkel θ der servokrafterzeugenden Schrägen leicht verändert werden.
Vorzugsweise sind die Verstärkungsverhältnisse für Hochschaltvorgänge kleiner als die Verstärkungsverhältnisse bei Herunterschaltvorgängen, während die Verstärkungsverhältnisse für die Hauptgetriebegruppe mit abnehmender Untersetzung der Gangstufe abnehmen (d.h. das Verstärkungsverhältnis des Synchronisiermechanismus 60 ist kleiner als die Verstärkungsverhältnis des Synchronisiermechanismus 62) und das Verstärkungsverhältnis bei dem Synchronisiermechanismus 84 in der Rangegruppe ist größer als das Verstärkungsverhältnis des Synchronisiermechanismus der Hauptgruppe. Lediglich beispielhaft können die Verstärkungsverhältnisse bei dem Synchronisiermechanismus für die Hauptgruppe im Bereich zwischen größer 1:1 und kleiner 4:1 liegen, während die Verstärkungsverhältnisse des Synchronisiermechanismus der Rangegruppe in einem Bereich größer als 3:1 und weniger als 5:1 liegen.
Wie man ohne weiteres bei Bezug auf die Zeichnung sehen kann, ist die Scheibe 110 von dem Drehmomentfluß zwischen der Welle 28 und den beiden Gangstufenzahnrädern 52, 54 getrennt, wenn beide Klauenkupplungsglieder 102, 104 mit den Klauenkupplungsgliedern des zugeordneten Zahnrades in Eingriff sind. Demzufolge sind die relativ kleinen und gegenüber Abnutzung empfindlichen servokrafterzeugenden Schrägen niemals den schädlichen Einflüssen der vollen Drehmomentbelastungen der Gangzahräder ausgesetzt. Dies ist besonders wichtig, wenn die servokrafterzeugenden Schrägen in radialer Richtung einwärts versetzt werden, weil die auf die Schrägen wirkenden Kräfte mit abnehmenden radialen Abstand der Schrägen von der Wellenachse 28a zunehmen.
Weiterhin sind wegen der unterschiedlichen Radien die zwischen der Profilverzahnung 106, 108 der Klauenkupplungsglieder und der Profilverzahnung 29 der Welle wirkenden Kräfte größer als die zwischen den Klauenkupplungszähnen wirkenden Kräfte. Demgemäß ist die axiale Länge der Profilverzahnungsverbindung zwischen der Profilverzahnung 106, 108 der Klauenkupplungsglieder und der Profilverzahnung 29 der Welle vorzugsweise größer als es für eine angemessene Festigkeit der Klauenkupplungszähne notwendig ist. Diese größere axiale Länge der Profilverzahnungsverbindung ist bei dem offenbarten Ausführungsbeispiel inhärent ohne den Weg des Schaltmechanismus, der die Scheibe 110 bewegt, zu vergrößern, weil die Scheibe 110 nicht am Umfang der Klauenkupplungsglieder 102, 104 oder der Welle 28 befestigt ist; folglich können die Profilverzahnungen 106, 108 der Klauenkupplungsglieder ständig mit der Profilverzahnung 29 der Welle verbunden sein. Dies ist besonders wichtig, wenn ein Fahrer den Schaltmechanismus durch einen manuell betätigten Schalthebel in bekannter Weise bewegt. Ein Beispiel für einen solchen Hebel kann bei Bezug auf die US-Patentschrift 3 850 047 eingesehen werden. Solche Hebel sind gewöhnlich Hebel der einfachsten Art, bei denen bei gegebener Schaltkraft des Fahrers ein längerer Schaltweg entweder eine größere Bewegung des Schalthebels durch den Fahrer oder (bei Verlagerung des Hebeldrehpunktes) eine verringerte auf den Schaltmechanismus ausgeübte Kraft erzwingt.

Claims

1. In der Bauart mit Zapfen ausgeführte Synchronisiereinrichtung (62) für ein erstes und ein davon axial beabstandetes zweites Gangzahnrad, die beide auf einer Welle (28) gegen axiale Bewegung gesichert sind, wobei die Welle (28) eine Achse (28a) aufweist, um die die Zahnräder und die Welle relativ zueinander rotieren, und die Synchronisiereinrichtung

erste und zweite Klauen- und Reibkupplungsglieder (96,94,100,98), die an dem ersten bzw. zweiten Zahnrad befestigt sind, und eine zwischen den Zahnrädern sowie konzentrisch zu der Welle (28) angeordnete Kupplungsanordnung enthält, die aufweist:

Klauenkuppplungsmittel (104,102), die mit der Welle (28) drehfest verbunden sind, durch axiale Bewegung infolge einer einer Schaltkraft, die eine radial sich erstreckende Scheibe (110) aus einer Neutralstellung in einer Axialrichtung zu dem ersten Zahnrad (54) hin bewegt, mit dem ersten Klauenkupplungsglied (96) in Eingriff zu bringen sind und die durch axiale Bewegung infolge einer einer Schaltkraft, die die Scheibe aus der Neutralstellung in einer zu der einen Axialrichtung entgegengesetzten Richtung zu dem zweiten Zahnrad (52) hin bewegt, mit dem zweiten Klauenkupplungsglied (94) in Eingriff zu bringen sind;

einen ersten und einen zweiten Reibring (116,114) die voneinander axial beabstandet mittels einer Anzahl von Bolzen (118) starr miteinander verbunden sind, die durch in Umfangsrichtung beabstandete Öffnungen (110c) in der Scheibe (110) hindurchführen, wobei jeder Bolzen (118) einen Abschnitt mit vermindertem Durchmesser (118b) , um eine begrenzte Relativdrehung zwischen der Scheibe (110) und den Bolzen (119) zu ermöglichen, und bei jedem Abschnitt mit vermindertem Durchmesser axial voneinander beabstandete Enden mit Sperrschultern (118d,118c) aufweist, die mit um jede Scheibenöffnung (110c) ausgebildeten Sperrschultern in Eingriff bringbar sind,

Vorbetätigungsmittel (120), um am Beginn einer Axialbewegung der Scheibe (110) in Richtung auf das erste bzw. zweite Zahnrad (96,94) den ersten oder den zweiten Reibring (116,114) nachgiebig mit dem ersten bzw. dem zweiten Reibglied (96,94) in Reibeingriff zu bringen, damit der Reibeingriff die begrenzte Relativdrehung und den Eingriff zwischen den Sperrschultern (118d,118c,110e, 110d) bewirkt, um einen nicht synchronisierten Eingriff der Klauenkupplungsmittel zu verhindern und um die Schaltkraft über die Sperrschultern auf im Reibeingriff stehenden Reibringe (116,114) zu übertragen; dadurch gekennzeichnet, daß

die Klauenkupplungsmittel (104,102) dritte bzw. vierte Klauenkupplungsglieder (104,102) sind, die mit den ersten bzw. zweiten Klauenkupplungsgliedern in Eingriff zu bringen sind, wobei die dritten und die vierten Klauenkuppplungsglieder (104,1029 einander gegenüberstehende und radial sich erstreckende Stirnflächen (104a,102b) haben, zwischen denen sandwichartig ein Bereich der radial sich erstreckenden Scheibe (110) liegt;

die Scheibe (110) längliche Schlitze enthält, die in gleicher Zahl wie die Scheibenöffnungen (110c) vorhanden sind, wobei jeder Schlitz (110f) eine Quererstreckung, die axial von einer in axialer Richtung zeigende Stirnflächen (110b,110a) der Scheibe (110) bis zu einer anderen in axialer Richtung zeigende Stirnflächen (110b,110a) der Scheibe (110) reicht, und eine Längserstreckung aufweist, die von der Stirnfläche des dritten bis zu der Stirnfläche des vierten Klausenkupplungsglieds reicht, wobei ein Ende der Längserstreckung in die zugehörige Scheibenöffnung reicht und das andere Ende eine Widerlagerfläche darstellt;

in jedem Schlitz (110f) elastische Mittel (112) angeordnet sind, von denen ein Ende gegen die Widerlagerfläche (110g) und das andere Ende gegen einen Schieber (124) wirkt,

wobei jeder Schieber (124) einen Kopfteil trägt, der von dem im Durchmesser verminderten Abschnitt (118b) des in der zugehörigen Öffnung angeordneten Polzens (118) aufgenommen wird, wenn sich die Scheibe in der Neutralstellung befindet, und jeder Schieber (124) in axialer Richtung beabstandete Seitenwände aufweist, die von den Stirnflächen (104a, 102a) der Klauenkupplungsglieder verschieblich gefaßt sind, um den Schieber (124) hinsichtlich der Axialrichtung der Scheibe zu sichern.

2. Synchronisiereinrichtung nach Anspruch 1, bei der jeder Bolzen (118) eine zu der Achse (28a) der Welle parallele Achse aufweist, bei der die Flächen der Sperrschultern (118d, 118c) durch die axial voneinander beabstandeten Enden des Abschnitts (118b) mit vermindertem Durchmesser gebildet sind und sich unter vorbestimmten Winkeln relativ zu der Bolzenachse radial nach außen sowie in axialer Richtung voneinander weg erstrecken, wobei jeder Bolzen (118) Vorbetätigungsflächen (118f,118e) trägt, die um den im Durchmesser verminderten Bereich voneinander beabstandet sind, um Flächen (124b, 124a) an dem Schieberkopfabschnitt (124b, 124a) zu umgreifen, wobei sich die Vorbetätigungsflächen radial nach außen und voneinander weg erstrecken, und zwar unter kleineren Winkeln, bezogen auf die Bolzenachse als die Winkel (118f, 118e) der Sperrflächen.

3. Synchronisiereinrichtung nach Anspruch 2, bei der jeder Bolzen (118) eine sekundäre Zentrierfläche (118h, 118g) trägt, die sich radial nach außen und in axialer Richtung von einer radial äußeren Kante jeder Vorbetätigungsfläche (118f, 118e) axial erstreckt, und zwar unter einem kleineren Winkel, bezogen auf die Bolzenachse als die Vorbetätigungsflächen (118f, 118e)

4. Synchronisiereinrichtung nach Anspruch 2, bei der die Bolzensperrflächen (118d, 118c) im wesentlichen konische Flächen sind und die Vorbetätigungsflächen (118f, 118e) der Bolzen im wesentlichen flache ebene Flächen darstellen.

5. Synchronisiereinrichtung nach Anspruch 4, bei der die flachen ebenen Flächen (118f, 118e) sich nach Art einer Abflachung über einen Teil jeder konischen Fläche (118d, 118c) erstrecken.

6. Synchronisiereinrichtung nach Anspruch 5, bei der die sekundären Zentrierflächen (118h, 118g) im wesentlichen flache ebene Flächen sind.

7. Synchronisiereinrichtung nach Anspruch 1,

mit Mitteln (112), die die Scheibe (110) gegenüber einer Axialbewegung relativ zu den axial bewegbaren dritten und vierten Klauenkupplungsgliedern (104, 102) sichern und eine Bewegung der Scheibe (110) relativ zu den axial bewegbaren Klauenkupplungsmitteln (104, 102) in Umfangsrichtung ermöglichen; und

mit Mitteln (110m, 110n, 112c) , die eine Bewegung in Umfangsrichtung der Scheibe (110) gegenüber der Welle (28) begrenzen und

mit Mitteln, die auf das Synchronisierdrehmoment zwischen der Scheibe und der Welle ansprechen, wobei diese Mittel wenigstens eine erste und eine zweite Rampenfläche (29f, 111b) aufweisen, die abhängig von dem Synchronisierdrehmoment wenigstens des ersten Zahnrads und in wenigstens einer Richtung in Eingriff zu bringen sind, um eine zusätzliche Axialkraft auf die Scheibe (110) in Richtung der Schaltkraft auszuüben, damit die Kraft erhöht wird, mit der die Reibmittel (116), die dem ersten Zahnrad (54) zugeordnet sind, in Eingriff gebracht werden.

8. Synchronisiereinrichtung nach Anspruch 7, bei der die Reaktionsmittel dritte und vierte Schrägflächen (29h, 111c) aufweisen, die abhängig von dem Synchronisierdrehmoment des zweiten Zahnrads (52) in der einen Richtung in Eingriff zu bringen sind, um eine andere zuw sätzliche Kraft auf die Scheibe (110) in Richtung der Schaltkraft auszuüben, um die Kraft zu erhöhen, mit der die Reibmittel (114), die dem zweiten Zahnrad (54) zugeordnet sind.