WO2014090468A1 - Getriebevorrichtung und elektromotorischer bremskraftverstärker - Google Patents

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WO2014090468A1
WO2014090468A1 PCT/EP2013/072122 EP2013072122W WO2014090468A1 WO 2014090468 A1 WO2014090468 A1 WO 2014090468A1 EP 2013072122 W EP2013072122 W EP 2013072122W WO 2014090468 A1 WO2014090468 A1 WO 2014090468A1
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adjustable piston
transmission device
adjustable
piston
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Remy Garnier
Willi Nagel
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Robert Bosch Gmbh
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    • F16D2125/46—Rotating members in mutual engagement
    • F16D2125/52—Rotating members in mutual engagement with non-parallel stationary axes, e.g. worm or bevel gears

Definitions

  • the invention relates to a transmission device. Moreover, the invention relates to an electric motor brake booster.
  • the power transmission arrangement comprises a drive, a worm shaft connected to the drive, two worm wheels, which are in engagement with the worm shaft, and two pinions, which together with an associated one
  • Worm wheel of the two worm wheels are rotatable.
  • a double gear member having a first row of teeth and a second row of teeth, which are respectively in engagement with one of the two pinions.
  • the invention provides a transmission device with the features of claim 1 and an electromotive brake booster with the features of claim 9.
  • the present invention makes possible a transmission device whose static and dynamic tolerances (its tolerance chain) are not distorted
  • the static tolerances can be understood to mean tolerances that arise after the gearbox assembly and / or do not change during operation of the gearbox. Such static tolerances are, for example, an angular offset between worm gear and pinion toothing and / or an axial offset between the two on the adjustable piston trained racks, which are in engagement with the two pinions. Dynamic tolerances can be understood to mean tolerances which become effective during operation of the transmission device and / or depend on an actuating travel of the transmission device. Such dynamic
  • Tolerances can be, for example, concentricity deviations and pitch errors of all involved gears, worms and / or racks.
  • the present invention is thus reliably suitable for eliminating functional impairments that conventionally occur on a transmission.
  • two load paths are formed on the transmission device so that an advantageous power split occurs.
  • the power split creates a compact gearbox that can transmit comparatively high forces.
  • unwanted partial gear forces from the two intersections between the two pinions and their associated toothed racks can cancel each other out on the gear device in such a way that only a force directed in a desired adjustment direction of the adjustable piston is exerted thereon. This causes an advantageous good adjustability of the adjustable piston in the desired adjustment.
  • the adjustable piston is perpendicular to the adjustment axis to a
  • the adjustable piston may be floatingly guided between the first pinion and the second pinion such that between the first pinion and the first pinion
  • an axial distance offset of at least ⁇ 0.3 mm is formed.
  • an axial distance offset of ⁇ 0.3 mm is understood to mean that the two toothings are spaced from each other by 0.3 mm from the "starting position" of pinion teeth / rack teeth, resulting in a tooth backlash that is significantly larger than in a conventional one Gasket design with ⁇ 0.1 mm offset between the first pinion and the adjustable piston and between the second pinion and the adjustable piston be formed at least ⁇ 0.4 mm.
  • the advantageous two-sided design of the comparatively large swim of the adjustable piston perpendicular to the adjustment allows the advantageous compensation of tolerances without additional components and without an additional space requirement.
  • a pinion center plane is defined, which intersects the first pinion and the second pinion in the center, wherein the adjustable piston in the pinion center plane exclusively by means of a first tooth engagement of the first pinion on a first row of teeth of the adjustable piston and by means of a second tooth engagement of the second Pinion is guided floating on a second row of teeth of the adjustable piston.
  • a first overlap of the first tooth engagement greater than or equal to 1 or a second overlap of the second tooth engagement can be greater than or equal to 1.
  • the first overlap of the first tooth engagement may be greater than or equal to 1.05
  • the second overlap of the second tooth engagement may be greater than or equal to 1.05. In this way, an overload of the teeth and a non-circular gear sequence are avoidable.
  • a function of a force balance is formed on the transmission device.
  • the piston designed as an adjustable piston adjustable piston in at least one inclined to the pinion center plane guide plane by means of a radial clearance in a housing bore of a
  • Fig. 1 a to 1 e schematic total and partial views of an embodiment of the transmission device.
  • FIG. 2a to 2c partial representations of various gear, wherein Fig. 2a shows an example of the embodiment of Fig. 1 a to 1 e and the transmission of Fig. 2b and 2c are not embodiments of the invention.
  • Fig. 1 a to 1 e show schematic total and partial views of a
  • the transmission device shown schematically in FIG. 1 a comprises a worm shaft 10, which can be connected to an electric motor (not shown) in such a way that the worm shaft 10 can be set into a rotational movement about a longitudinal axis of the worm shaft 10 by means of the electric motor.
  • the longitudinal axis of the worm shaft 10 is aligned perpendicular to the image plane.
  • the electric motor by means of which the
  • Worm shaft 10 in the rotational movement about its longitudinal axis is displaceable, may be a gear own or an external electric motor.
  • the transmission device has a first worm wheel 12a, which is connected via a first pinion shaft 14a with a first pinion 16a.
  • a second worm wheel 12a which is connected via a first pinion shaft 14a with a first pinion 16a.
  • Worm wheel 12b of the transmission device is connected to a second pinion 16b via a second pinion shaft 14b.
  • Worm wheel 12b contact the worm shaft 10 in such a way that, by means of the worm shaft 10 offset into the rotational movement about its longitudinal axis, the first shaft 10 is in contact with the worm shaft 10
  • Worm wheel 12a and the first pinion 16a about a common first axis of rotation 18a and the second worm wheel 12b and the second pinion 16b are rotatable about a common second axis of rotation 18b.
  • the first axis of rotation 18a and the second Rotary axis 18b aligned parallel to each other.
  • the first axis of rotation 18a and / or the second axis of rotation 18b may in particular be perpendicular to the longitudinal axis of the
  • Worm shaft 10 to be aligned.
  • the feasibility of the gear device is not limited to a particular orientation of the longitudinal axis of the worm shaft 10 or the axes of rotation 18 a and 18 b to each other.
  • the transmission device also includes an adjustable piston 20 which is floatingly guided between the first pinion 16a and the second pinion 16b.
  • the adjustable piston 20 is adjustable along an adjustment axis 22 by means of the first pinion 16a rotated about the first axis of rotation 18a and of the second pinion 16b rotated about the second axis of rotation 18b.
  • the adjustable piston is around
  • the adjustment axis 22 of the adjustable piston 20 may in particular parallel to the longitudinal axis of the
  • Worm shaft 10 perpendicular to the first axis of rotation 18a and / or be aligned perpendicular to the second axis of rotation 18b.
  • the adjustment axis 22 is aligned perpendicular to the image plane.
  • the orientation of the adjustment axis 22 may also differ from this embodiment.
  • the adjustable piston 20
  • swimming path of at least 0.6 mm is adjustable.
  • the adjustable piston 20 Under the aligned perpendicular to the adjustment axis 22 floating path of the adjustable piston 20 of at least 0.6 mm can be understood that between the two pinions 16a and 16b sufficient clearance is formed so that the lying at a minimum distance to the first pinion 16a adjustable Piston 20 can swim at least 0.6 mm perpendicular to the adjustment axis 22 in the direction of the second pinion 16b.
  • the adjustable piston 20 lying at a minimum distance from the second pinion 16b may be movable toward the first pinion 16a perpendicular to the adjustment axis 22 about the displacement of at least 0.6 mm.
  • the adjustable piston 20 is thus relatively free with respect to a perpendicular to the
  • Adjustment axis 22 aligned possible adjustment of the adjustable piston 20 between the two pinions 16 a and 16 b out.
  • the adjustable piston 20 perpendicular to its adjustment axis 22 of at least 0.6 mm is thus advantageously also in an operation of the transmission device in an environment with a maximum onset temperature of the transmission device and / or a presence of the adjustable piston 20 and / or the pinion 16a and 16b in contact with a liquid / air humidity for several
  • the static tolerances include, for example, the tolerances of the positions of the rolling bearings 23a of the worm shaft 10 from their target positions and / or the tolerances of the positions of the rolling bearings 23b of the pinion shafts 14a and 14b from their target positions.
  • the transmission device illustrated in FIG. 1a has two rolling bearings 23a for the worm shaft 10 and four rolling bearings 23b for the pinion shafts 14a and 14b.
  • Dynamic tolerances can be understood to mean tolerances that take effect during operation of the transmission device.
  • dynamic tolerances may depend on a travel of the transmission device.
  • Such dynamic tolerances can, for example, concentricity deviations and
  • the first worm wheel and the first pinion may be at a first distance from a definable center plane 24 which centrally intersects the worm shaft 10 which is (nearly) equal to a second distance of the second worm wheel 12b and the second pinion 16b from the midplane 24 is.
  • Transmission device can thus be formed (almost) symmetrical with respect to the center plane 24 extending centrally through the worm shaft 10.
  • the adjustable piston 20 (present in a central position between the two pinions 16a and 16b) may also be designed symmetrically with respect to the center plane 24. This ensures an advantageous power split of the power delivered by the electric motor via a first path along the first worm wheel 12a and the first pinion 16a and a second path via the second worm wheel 12b and the second pinion 16b. By virtue of this power branching, comparatively high forces can be transmitted from the electric motor to the adjustable piston 20.
  • the transmission device is not limited to such a symmetrical design.
  • the adjustable piston 20 is floatingly guided between the first pinion 16a and the second pinion 16b, in that a center distance offset of at least ⁇ 0.3 mm is formed between the first pinion 16a and the adjustable piston 20 and between the second pinion 16b and the adjustable piston 20.
  • the advantageous swimming path of at least 0.6 mm can thus be formed via a backlash.
  • the two pinions 16a and 16b are formed symmetrically with respect to their backlash. This results in an advantageous power split despite the comparatively large swimming path of the adjustable piston 20 perpendicular to its adjustment axis 22 of at least 0.6 mm.
  • the adjustable piston 20 can be adjustable perpendicular to the adjustment axis 22 by a distance of at least 0.8 mm, preferably at least 0.9 mm, in particular at least 1.0 mm.
  • the adjustable piston 20 is floatingly guided between the two pinions 16a and 16b such that the maximum displacement of the adjustable piston 20 perpendicular to the adjustment axis 22 is less than 1.3 mm, in particular less than 1.2 mm, preferably less than one , 1 mm, is. It is preferred for the maximum
  • a pinion center plane 26 is also definable, which intersects the first pinion 16a and the second pinion 16b each centered.
  • the pinion center plane 26 may be oriented perpendicular to the first axis of rotation 18a and / or the second axis of rotation 18b.
  • the adjustable piston 20 in the pinion center plane 26 is exclusively by means of a first tooth engagement of the first pinion 16a on a first row of teeth (not shown) the adjustable piston 20 and by means of a second tooth engagement of the second pinion 16b on a (not outlined) second row of teeth of the adjustable piston 20 floating guided.
  • This can also be described in such a way that the adjustable piston 20 in the pinion middle plane 26 is not guided, or centered, by a wall of a housing bore, but via the tooth engagements of the two pinions 16a and 16b.
  • the maximum possible floating path of the adjustable piston 20 is perpendicular to its
  • the maximum possible floating path of the adjustable piston 20 perpendicular to its adjustment axis 22 can thus be determined comparatively accurately in a simple manner.
  • the adjustable piston 20 may also be guided via a raised contour formed on its exterior within a guide in 2-dimensions.
  • a first overlap of the first tooth engagement (of the first pinion 16a on the first row of teeth of the adjustable piston 20) is greater than or equal to 1 or a second overlap of the second tooth engagement (of the second pinion 16b on the second
  • first overlap of the first meshing engagement may be greater than or equal to 1.05, or the second overlap of the second meshing engagement may be greater than or equal to 1.05.
  • Rows of teeth are formed. In this way can be advantageously large
  • the transmission device shown in Fig. 1a is a subunit of a
  • the adjustable piston 20 is formed as a booster piston (booster). Underneath may be e.g. be understood that the adjustable piston 20 can cooperate with a (not outlined) input rod that a transmitted via the input rod
  • Driver braking force can be transmitted together with a force of the electric motor to at least one master cylinder piston.
  • a continuous central bore 28 may be formed, through which the Input rod is feasible.
  • the design of the transmission device as a subunit of an electromotive brake booster is to be interpreted only as an example.
  • the formation of contact surfaces 36 on the housing bore 32 allows a reliable guidance of the amplifier piston designed as an adjustable piston 20, but is not necessary.
  • FIG. 1 b the toothing forces Fr1 and Fr2 are shown, which are exerted on the adjustable piston 20 by means of the pinions 16a and 16b.
  • the toothing force Fr1 can be exerted on the adjustable piston 20 by means of the first pinion 16a rotated about the first axis of rotation 18a. Accordingly, a second
  • Gear force Fr2 exercisable by means of the second pinion 16b rotated about the second axis of rotation 18b on the adjustable piston 20 This can also be described in such a way that the toothing forces Fr1 and Fr2 are exerted by the tooth flanks of the pinions 16a and 16b on the contacted tooth flanks (rows of teeth) of the adjustable piston 20.
  • the toothing forces Fr1 and Fr2 are aligned orthogonal to the respective tooth flanks. If the toothing forces Fr1 and Fr2 exerted on the adjustable piston 20 are the same or have the same magnitude, the components of the toothing forces Fr1 and Fr2 oriented perpendicular to the adjusting axis 22 compensate each other out.
  • the toothing forces Fr1 and Fr2 add up in this case to one
  • Adjustment axis 22 reliably ensured without jamming occurs.
  • a force component aligned perpendicular to the adjusting axis 22 remains from the high-power side (the larger spline force Fr1 or Fr2) to the
  • the adjustable piston 20 is moved by means of the perpendicular to the adjustment axis 22 aligned force component (automatically) from the high-pressure side to the low-force side. In this way (automatically) the meshing comes on the original
  • the function of a force balance is formed on the transmission device. This ensures a symmetrical load distribution of the force transmitted from the motor to the adjustable piston 20 via a first load path realized by means of the first worm wheel 12a and the first pinion 16a and via a second load path passing over the second worm wheel 12b and the second pinion 16b.
  • the tolerance compensation on the transmission device is explained below with reference to FIGS. 1 c to 1 e:
  • the worm shaft 10 is about 0.1 mm from a central position between the two worm wheels 12 a and 12 b in the direction 40 offset.
  • the longitudinal axis 42 of the worm shaft 10 thus has with respect to their dashed lines
  • Rotational movement 50 of the second pinion 16 causes a (slight) displacement 52 of the adjustable piston 20 along the adjustment axis 22nd
  • the (slight) displacement 52 of the adjustable piston 20 is not associated with a simultaneous rotational movement of the first pinion 16a about the first axis of rotation 18a
  • the (slight) displacement 52 of the variable piston 20 results in an increase in the backlash between the first pinion 12a and the adjustable piston 20.
  • the tooth engagement 54 between the first pinion 16a and the adjustable piston 20 is thus free of force.
  • the toothing force Fr2 which is exerted by the second pinion 16b on the adjustable piston 20, is thus not at least partially compensated by a counterforce.
  • This causes the force component, oriented perpendicular to the adjustment axis 22, of the toothing force Fr2 exerted by the second pinion 16b on the adjustable piston 20 to effect an adjustment movement of the adjustable piston 20 until an equilibrium of forces between the toothing forces Fr1 and Fr2 is again achieved.
  • the above-described function of the force balance can also be used to compensate for an un mid-position of the worm shaft 10.
  • Adjusting the adjustable piston 20 along its adjustment axis 22 are then executable without a terminal.
  • the comparatively large displacement of at least 0.6 mm thus leads to the possibility of an axial offset of the adjustable piston 20, whereby each tolerance chain can be compensated.
  • FIG. 2a to 2c show partial representations of various transmissions, wherein Fig. 2a shows an example of the embodiment of Fig. 1 a to 1 e and the transmission of Fig. 2b and 2c are not embodiments of the invention.
  • An axial distance offset of ⁇ 0.4mm can be understood as meaning that the two gearings are spaced apart from each other by 0.4 mm from the "initial position" of the pinion teeth / rack teeth, resulting in an oversized backlash (in the case of a typical gear design, this is usually a center distance offset
  • the expert in a transmission device also prefers the highest possible transmission ratio, which is why he often sets the diameter of the pinions 16a and 16b comparatively small compared to the diameter of the worm wheels 12a and 12b a reduction of the diameter of the pinions 16a and 16b at a (two-sided) center distance offset of ⁇ 0.4 mm to an overlap of the
  • Tooth flexion stresses is connected. Although a larger diameter of the pinion 16a and 16b increases the coverage, but causes a lower translation.
  • the implementation of the transmission device partially shown in Fig. 2a thus requires of the skilled person that despite a (two-sided) distance tolerance of 0.4 mm, an overlap of the meshing at least equal to 1, preferably greater than 1, guaranteed.
  • Embodiment of the invention has a maximum displacement of about 0.2 mm perpendicular to an adjustment axis 22 'of its adjustable piston 20', i. one
  • Gear force is transmitted from the pinion 16 'to the teeth of the associated row of teeth of the adjustable piston 20'.
  • the amount of toothing force and the distance of the intersection of the force line 58 'on the tooth flanks of the tooth roots gives the torques that the teeth must withstand during operation of the transmission.
  • An operation of the transmission shown in Fig. 2b causes a comparatively small tooth stress of about 70%.
  • Embodiment of the invention has a maximum floating path for the adjustable piston 20 "perpendicular to its adjustment axis 22", which is 1, 3 mm.
  • the center distance offset is thus ⁇ 0.65mm.
  • the coverage is only at a value of 0.75.
  • the adjustable piston 20 is floating between the first pinion 16a and the second pinion 16b (not shown) such that the adjustable piston 20 is adjustable perpendicular to its adjustment axis 22 by a distance of 0.8 mm is. This is by a two-sided
  • Axial distance offset of ⁇ 0.4 mm realized.
  • the coverage of the first meshing is maximum 1, 05. This causes the advantageous force line 58 and a
  • Tooth load of 100% during operation of the transmission of Fig. 2a is guaranteed despite the comparatively large swimming distance of 0.8 mm.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Getriebevorrichtung mit einer Schneckenwelle (10), welche eines Elektromotors in eine Drehbewegung versetzbar ist, einem mit einem ersten Ritzel (16a) verbundenen ersten Schneckenrad (12a) und einem mit einem zweiten Ritzel (16b) verbundenen zweiten Schneckenrad (12b), welche die Schneckenwelle (10) derart kontaktieren, dass das erste Schneckenrad (12a) und das erste Ritzel (16a) um eine gemeinsame erste Drehachse (18a) und das zweite Schneckenrad (12b) und das zweite Ritzel (16b) um eine gemeinsame zweite Drehachse (18b) drehbar sind, und einem verstellbaren Kolben (10), mittels des um die erste Drehachse (18a) gedrehten ersten Ritzels (16a) und des um die zweite Drehachse (18b) gedrehten zweiten Ritzels (16b) entlang einer Verstellachse (22) verstellbar ist und schwimmend so geführt ist, dass der verstellbare Kolben (20) senkrecht zu der Verstellachse (22) um einen Schwimmweg von mindestens 0.6mm verstellbar ist. Außerdem betrifft die Erfindung einen elektromotorischen Bremskraftverstärker.

Description

Beschreibung Titel
Getriebevorrichtung und elektromotorischer Bremskraftverstärker
Die Erfindung betrifft eine Getriebevorrichtung. Außerdem betrifft die Erfindung einen elektromotorischen Bremskraftverstärker.
Stand der Technik
In der DE 10 2009 027 468 A1 ist eine Kraftübertragungsanordnung beschrieben. Die Kraftübertragungsanordnung umfasst einen Antrieb, eine an den Antrieb angebundene Schneckenwelle, zwei Schneckenräder, welche sich mit der Schneckenwelle in Eingriff befinden, und zwei Ritzel, welche jeweils gemeinsam mit einem zugeordneten
Schneckenrad der beiden Schneckenräder rotierbar sind. Außerdem umfasst die
Kraftübertragungsanordnung ein Doppelverzahnungselement mit einer ersten Zahnreihe und einer zweiten Zahnreihe, welche sich jeweils mit einem der beiden Ritzel in Eingriff befinden.
Offenbarung der Erfindung
Die Erfindung schafft eine Getriebevorrichtung mit den Merkmalen des Anspruchs 1 und einen elektromotorischen Bremskraftverstärker mit den Merkmalen des Anspruchs 9.
Vorteile der Erfindung Die vorliegende Erfindung ermöglicht eine Getriebevorrichtung, deren statische und dynamische Toleranzen (ihrer Toleranzkette) ohne ein Verspannen der
Getriebevorrichtung kompensierbar sind. Unter den statischen Toleranzen können Toleranzen verstanden werden, welche sich nach der Getriebemontage ergeben und/oder sich während eines Betriebs der Getriebevorrichtung nicht ändern. Derartige statische Toleranzen sind z.B. ein Winkelversatz zwischen Schneckenrad und Ritzelverzahnung und/oder ein Axialversatz zwischen den beiden an den verstellbaren Kolben ausgebildeten Zahnstangen, welche sich mit den beiden Ritzeln in einem Eingriff befinden. Unter dynamischen Toleranzen können Toleranzen verstanden werden, welche während eines Betriebs der Getriebevorrichtung wirksam werden und/oder von einem Betätigungsweg der Getriebevorrichtung abhängig sind. Derartige dynamische
Toleranzen können beispielsweise Rundlaufabweichungen und Teilungsfehler aller beteiligten Zahnräder, Schnecken und/oder Zahnstangen sein. Die vorliegende Erfindung eignet sich somit verlässlich zur Behebung herkömmlicherweise an einem Getriebe auftretender Funktionsbeeinträchtigungen. Gleichzeitig sind an der Getriebevorrichtung zwei Lastpfade so ausgebildet, dass eine vorteilhafte Leistungsverzweigung auftritt. Durch die Leistungsverzweigung entsteht ein kompaktes Getriebe, welches vergleichsweise hohe Kräfte übertragen kann. Wie unten genauer ausgeführt wird, können sich an der Getriebevorrichtung unerwünschte Teil- Verzahnungskräfte aus den beiden Eingriffen zwischen den zwei Ritzeln und den ihnen zugeordneten Zahnstangen gegenseitig so aufheben, dass lediglich eine in eine gewünschte Verstellrichtung des verstellbaren Kolbens ausgerichtete Kraft auf diesen ausgeübt wird. Dies bewirkt eine vorteilhafte gute Verstellbarkeit des verstellbaren Kolbens in die gewünschte Verstellrichtung. Vorzugsweise ist der verstellbare Kolben senkrecht zu der Verstellachse um einen
Schwimmweg von mindestens 0,8 mm verstellbar. Die oben beschriebenen statischen und dynamischen Toleranzen können bei einem derart großen Schwimmweg verlässlich ohne ein Verspannen der Getriebevorrichtung kompensiert werden. Insbesondere kann der verstellbare Kolben schwimmend zwischen dem ersten Ritzel und dem zweiten Ritzel so geführt sein, dass zwischen dem ersten Ritzel und dem
verstellbaren Kolben und zwischen dem zweiten Ritzel und dem verstellbaren Kolben jeweils ein Achsabstandsoffset von mindestens ±0,3 mm ausgebildet ist. Unter einem Achsabstandsoffset von ±0,3mm ist in diesem Fall zu verstehen, dass von der „Ausgangsposition" Ritzelzähne/Zahnstangenzähne auf Block die beiden Verzahnungen um 0,3mm zueinander beabstandet werden. Dadurch ergibt sich ein Zahnflankenspiel, welches deutlich größer als bei einer herkömmlichen Verzahnungsauslegung mit einem Achsabstandsoffset von ±0,1 mm ist. Zwischen dem ersten Ritzel und dem verstellbaren Kolben und zwischen dem zweiten Ritzel und dem verstellbaren Kolben kann auch jeweils ein Achsabstandsoffset von mindestens ±0,4 mm ausgebildet sein. Die vorteilhafte beidseitige Ausbildung des vergleichsweise großen Schwimmwegs des verstellbaren Kolbens senkrecht zu der Verstellachse erlaubt die vorteilhafte Kompensierung der Toleranzen ohne zusätzliche Bauteile und ohne eine zusätzliche Bauraumanforderung.
In einer vorteilhaften Ausführungsform ist eine Ritzelmittelebene definierbar, welche das erste Ritzel und das zweite Ritzel jeweils mittig schneidet, wobei der verstellbare Kolben in der Ritzelmittelebene ausschließlich mittels eines ersten Zahneingriffs des ersten Ritzels an einer ersten Zahnreihe des verstellbaren Kolbens und mittels eines zweiten Zahneingriffs des zweiten Ritzels an einer zweiten Zahnreihe des verstellbaren Kolbens schwimmend geführt ist. Wie unten genauer ausgeführt wird, ermöglicht dies eine vorteilhafte Selbstjustierung des verstellbaren Kolbens in eine mittige Lage zu den beiden Ritzeln. Außerdem kann eine erste Überdeckung des ersten Zahneingriffs größer/gleich 1 oder eine zweite Überdeckung des zweiten Zahneingriffs größer/gleich 1 sein. Insbesondere kann die erste Überdeckung des ersten Zahneingriffs größer/gleich 1 ,05 oder die zweite Überdeckung des zweiten Zahneingriffs größer/gleich 1 ,05 sein. Auf diese Weise sind eine Überlastung der Verzahnung und ein unrunder Verzahnungsablauf vermeidbar.
In einer bevorzugten Ausführungsform ist an der Getriebevorrichtung eine Funktion einer Kraftwaage ausgebildet. Durch die deshalb ausführbare automatische Selbstjustage des verstellbaren Kolbens ist während des gesamten Betriebs der Getriebevorrichtung deren verspannungsfreies Wirken gewährleistet.
Die oben aufgezählten Vorteile sind auch bei einem elektromotorischen
Bremskraftverstärker mit einer derartigen Getriebevorrichtung, deren verstellbarer Kolben als Verstärkerkolben ausgebildet ist, gewährleistet. In einer vorteilhaften Weiterbildung kann der als Verstärkerkolben ausgebildete verstellbare Kolben in mindestens einer geneigt zu der Ritzelmittelebene ausgerichteten Führungsebene mittels eines Radialspiels in einer Gehäusebohrung eines
Bremskraftverstärkergehäuses des elektromechanischen Bremskraftverstärkers geführt sein. Eine Ausbildung mit dazu geeigneten Anlaufflächen an dem
Bremskraftverstärkergehäuse ist einfach ausführbar. Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Weitere Merkmale und Vorteile der vorliegenden Erfindung werden nachfolgend anhand der Figuren erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 a bis 1 e schematische Gesamt- und Teildarstellungen einer Ausführungsform der Getriebevorrichtung; und
Fig. 2a bis 2c Teildarstellungen verschiedener Getriebe, wobei Fig. 2a ein Beispiel der Ausführungsform der Fig. 1 a bis 1 e zeigt und die Getriebe der Fig. 2b und 2c keine Ausführungsformen der Erfindung sind.
Ausführungsformen der Erfindung
Fig. 1 a bis 1 e zeigen schematische Gesamt- und Teildarstellungen einer
Ausführungsform der Getriebevorrichtung. Die in Fig. 1 a schematisch dargestellte Getriebevorrichtung umfasst eine Schneckenwelle 10, welche derart an einem (nicht dargestellten) Elektromotor anbindbar ist, dass die Schneckenwelle 10 mittels des Elektromotors in eine Drehbewegung um eine Längsachse der Schneckenwelle 10 versetzbar ist. (In Fig. 1 a ist die Längsachse der Schneckenwelle 10 senkrecht zur Bildebene ausgerichtet.) Der Elektromotor, mittels welchem die
Schneckenwelle 10 in die Drehbewegung um ihre Längsachse versetzbar ist, kann ein getriebeeigener oder ein externer Elektromotor sein.
Außerdem hat die Getriebevorrichtung ein erstes Schneckenrad 12a, welches über eine erste Ritzelwelle 14a mit einem ersten Ritzel 16a verbunden ist. Ein zweites
Schneckenrad 12b der Getriebevorrichtung ist über eine zweite Ritzelwelle 14b mit einem zweiten Ritzel 16b verbunden. Das erste Schneckenrad 12a und das zweite
Schneckenrad 12b kontaktieren die Schneckenwelle 10 derart, dass mittels der in die Drehbewegung um ihre Längsachse versetzten Schneckenwelle 10 das erste
Schneckenrad 12a und das erste Ritzel 16a um eine gemeinsame erste Drehachse 18a und das zweite Schneckenrad 12b und das zweite Ritzel 16b um eine gemeinsame zweite Drehachse 18b drehbar sind. Vorzugsweise sind die erste Drehachse 18a und die zweite Drehachse 18b parallel zueinander ausgerichtet. Die erste Drehachse 18a und/oder die zweite Drehachse 18b können insbesondere senkrecht zu der Längsachse der
Schneckenwelle 10 ausgerichtet sein. Die Ausbildbarkeit der Getriebevorrichtung ist jedoch nicht auf eine bestimmte Ausrichtung der Längsachse der Schneckenwelle 10 oder der Drehachsen 18a und 18b zueinander limitiert.
Die Getriebevorrichtung weist auch einen verstellbaren Kolben 20 auf, welcher schwimmend zwischen dem ersten Ritzel 16a und dem zweiten Ritzel 16b geführt ist. Der verstellbare Kolben 20 ist mittels des um die erste Drehachse 18a gedrehten ersten Ritzels 16a und des um die zweite Drehachse 18b gedrehten zweiten Ritzels 16b entlang einer Verstellachse 22 verstellbar. Vorzugsweise ist der verstellbare Kolben um
mindestens 0,5 cm entlang der Verstellachse 22 verstellbar. Die Verstellachse 22 des verstellbaren Kolbens 20 kann insbesondere parallel zu der Längsachse der
Schneckenwelle 10, senkrecht zu der ersten Drehachse 18a und/oder senkrecht zu der zweiten Drehachse 18b ausgerichtet sein. (In Fig. 1 a ist die Verstellachse 22 senkrecht zur Bildebene ausgerichtet). Die Ausrichtung der Verstellachse 22 kann jedoch auch von dieser Ausführungsform abweichen. Außerdem ist der verstellbare Kolben 20
schwimmend zwischen dem ersten Ritzel 16a und dem zweiten Ritzel 16b so geführt, dass der verstellbare Kolben 20 senkrecht zu der Verstellachse 22 um einen
Schwimmweg von mindestens 0,6 mm verstellbar ist.
Unter dem senkrecht zu der Verstellachse 22 ausgerichteten Schwimmweg des verstellbaren Kolbens 20 von mindestens 0,6 mm kann verstanden werden, dass zwischen den beiden Ritzeln 16a und 16b genügend Freiraum ausgebildet ist, so dass der in einen minimalem Abstand zu dem ersten Ritzel 16a liegende verstellbare Kolben 20 um mindestens 0,6 mm senkrecht zu der Verstellachse 22 in Richtung auf das zweite Ritzel 16b schwimmen kann. Entsprechend kann der in einem minimalen Abstand zu dem zweiten Ritzel 16b liegende verstellbare Kolben 20 senkrecht zu der Verstellachse 22 um den Schwimmweg von mindestens 0,6 mm auf das erste Ritzel 16a zubewegbar sein. Der verstellbare Kolbe 20 ist somit vergleichsweise frei bezüglich einer senkrecht zu der
Verstellachse 22 ausgerichteten möglichen Verstellbewegung des verstellbaren Kolbens 20 zwischen den beiden Ritzeln 16a und 16b geführt.
Vorzugsweise fällt unter dem Schwimmweg kein Freiraum, welcher aufgrund einer möglichen Wärmeausdehnung und/oder eines Schwellens des verstellbaren Kolbens 20 und/oder der Ritzel 16a und 16b aufgrund eines Aufnehmens von Flüssigkeit ausgebildet ist. Der Schwimmweg des verstellbaren Kolbens 20 senkrecht zu seiner Verstellachse 22 von mindestens 0,6 mm liegt somit vorteilhafter Weise auch bei einem Betreiben der Getriebevorrichtung in einer Umgebung mit einer maximalen Einsetztemperatur der Getriebevorrichtung und/oder einem Vorliegen des verstellbaren Kolbens 20 und/oder der Ritzel 16a und 16b in einem Kontakt mit einer Flüssigkeit/Luftfeuchte für mehrere
Tage/Wochen/Monate noch vor.
Die vergleichsweise freie Führung des verstellbaren Kolbens 20 zwischen den beiden Ritzeln 16a und 16b mit einem senkrecht zu der Verstellachse 22 ausgerichteten
Schwimmweg von mindestens 0,6 mm gewährleistet eine vorteilhafte Kompensierbarkeit der statischen und/oder dynamischen Toleranzen der Toleranzkette der
Getriebevorrichtung ohne ein Verspannen. Als statische Toleranzen sind Toleranzen bezeichenbar, welche sich nach der Getriebemontage ergeben. Insbesondere sind Toleranzen, welche sich während eines Betriebs der Getriebevorrichtung nicht ändern, als statische Toleranzen umschreibbar. Die statischen Toleranzen umfassen beispielsweise die Toleranzen der Positionen der Wälzlager 23a der Schneckenwelle 10 von ihren Soll- Positionen und/oder die Toleranzen der Positionen der Wälzlager 23b der Ritzelwellen 14a und 14b von ihren Soll-Positionen. Die in Fig. 1 a dargestellte Getriebevorrichtung weist zwei Wälzlager 23a für die Schneckenwelle 10 und vier Wälzlager 23b für die Ritzelwellen 14a und 14b auf. Die Kompensierbarkeit der Toleranzen der Wälzlager 23a und 23b mittels des vergleichsweise großen Schwimmwegs des verstellbaren Kolbens 20 senkrecht zu seiner Verstellachse 22 von mindestens 0,6 mm ist somit besonders vorteilhaft. Ebenfalls auf diese Weise behebbare statische Toleranzen sind ein
Winkelversatz zwischen einem Schneckenrad 12a oder 12b und Ritzelverzahnung und/oder ein Axialversatz zwischen den beiden an dem verstellbaren Kolben 20 ausgebildeten Zahnstangen, welche sich mit den beiden Ritzeln 16a und 16b in einem Eingriff befinden.
Unter dynamischen Toleranzen können Toleranzen verstanden werden, welche während eines Betriebs der Getriebevorrichtung wirksam werden. Außerdem können dynamische Toleranzen von einem Betätigungsweg der Getriebevorrichtung abhängig sein. Derartige dynamische Toleranzen können beispielsweise Rundlaufabweichungen und
Teilungsfehler der Zahnräder, der Schneckenwelle und/oder einer Zahnstange sein. Auch derartige dynamische Toleranzen sind mittels des vergleichsweise großen Schwimmwegs von mindestens 0,6 mm des verstellbaren Kolbens 20 senkrecht zu seiner Verstellachse 22 verlässlich kompensierbar. Die in Fig. 1 a dargestellte Getriebevorrichtung weist eine vorteilhafte Kompaktheit auf. Trotz der vergleichsweise großen Anzahl von Komponenten der Getriebevorrichtung können deren Bauteiltoleranzen aufgrund des vergleichsweise großen Schwimmwegs von mindestens 0,6 mm verlässlich kompensiert werden. Somit ist trotz der vergleichsweise großen Bauteiltoleranzen ein Klemmen der Getriebevorrichtung während eines Betriebs verlässlich unterbunden.
Wie unten genauer ausgeführt wird, ist bei der Getriebevorrichtung eine Selbstjustage der einzelnen Komponenten während ihres Betriebs automatisch ausführbar. Deshalb ist die Getriebevorrichtung vergleichsweise leicht montierbar.
Die oben ausgeführten Vorteile sind ohne ein Anbringen zusätzlicher Bauteile an der Getriebevorrichtung realisierbar. Zusätzlich entfallen bei einer Ausbildung eines senkrecht zu der Verstellachse 22 ausgerichteten Schwimmwegs des verstellbaren Kolbens 20 von mindestens 0,6 mm zusätzliche Bauraumanforderungen zum Kompensieren der
Toleranzen der Toleranzkette der Getriebevorrichtung.
Bei der Getriebevorrichtung können das erste Schneckenrad und das erste Ritzel in einem ersten Abstand von einer definierbaren Mittelebene 24, welche die Schneckenwelle 10 mittig schneidet, liegen, welcher (nahezu) gleich einem zweiten Abstand des zweiten Schneckenrads 12b und des zweiten Ritzels 16b von der Mittelebene 24 ist. Die
Getriebevorrichtung kann somit (nahezu) symmetrisch bezüglich der mittig durch die Schneckenwelle 10 verlaufenden Mittelebene 24 ausgebildet sein. Insbesondere kann auch der (in einer mittigen Lage zwischen den beiden Ritzeln 16a und 16b vorliegende) verstellbare Kolben 20 symmetrisch bezüglich der Mittelebene 24 ausgebildet sein. Dies gewährleistet eine vorteilhafte Leistungsverzweigung der von dem Elektromotor erbrachten Leistung über einen ersten Pfad entlang dem ersten Schneckenrad 12a und dem ersten Ritzel 16a und einem zweiten Pfad über das zweite Schneckenrad 12b und das zweite Ritzel 16b. Durch diese Leistungsverzweigung können vergleichsweise hohe Kräfte von dem Elektromotor auf den verstellbaren Kolben 20 übertragen werden. Die Getriebevorrichtung ist jedoch nicht auf eine derartige symmetrische Ausbildung beschränkt. In einer vorteilhaften Ausführungsform der Getriebevorrichtung ist der verstellbare Kolben 20 schwimmend zwischen dem ersten Ritzel 16a und dem zweiten Ritzel 16b so geführt, dass zwischen dem ersten Ritzel 16a und dem verstellbaren Kolben 20 und zwischen dem zweiten Ritzel 16b und dem verstellbaren Kolben 20 jeweils ein Achsabstandsoffset von mindestens ±0,3 mm ausgebildet ist. Der vorteilhafte Schwimmweg von mindestens 0,6 mm kann somit über ein Zahnflankenspiel ausgebildet werden. Vorzugsweise sind die beiden Ritzel 16a und 16b bezüglich ihres Zahnflankenspiels symmetrisch ausgebildet. Dies ergibt eine vorteilhafte Leistungsverzweigung trotz des vergleichsweise großen Schwimmwegs des verstellbaren Kolbens 20 senkrecht zu seiner Verstellachse 22 von mindestens 0,6 mm. In einer vorteilhaften Weiterbildung kann der verstellbare Kolben 20 senkrecht zu der Verstellachse 22 um einen Schwimmweg von mindestens 0,8 mm, vorzugsweise von mindestens 0,9 mm, insbesondere von mindestens 1 ,0 mm, verstellbar sein. Dies ist bevorzugter Weise realisiert, indem der verstellbare Kolben 20 schwimmend zwischen dem ersten Ritzel 16a und dem zweiten Ritzel 16b so geführt ist, dass zwischen dem ersten Ritzel 16a und dem verstellbaren Kolben 20 und zwischen dem zweiten Ritzel 16b und dem verstellbaren Kolben 20 jeweils ein Achsabstandsoffset von mindestens ±0,4 mm, vorzugsweise von mindestens ±0,45 mm, insbesondere von mindestens ±0,5 mm, ausgebildet ist. Dies erlaubt eine verlässliche Realisierung der oben beschriebenen Vorteile.
Vorzugsweise ist der verstellbare Kolben 20 schwimmend zwischen den beiden Ritzeln 16a und 16b so geführt, dass der maximale Schwimmweg des verstellbaren Kolbens 20 senkrecht zu der Verstellachse 22 kleiner als 1 ,3 mm, insbesondere kleiner als 1 ,2 mm, bevorzugter Weise kleiner als 1 ,1 mm, ist. Bevorzugt wird für den maximalen
Schwimmweg des verstellbaren Kolbens 20 senkrecht zu der Verstellachse 22 ein
Wertebereich zwischen 0,8 mm bis 1 mm. Die Vorteile einer Begrenzung des maximalen Schwimmwegs des verstellbaren Kolbens 20 senkrecht zu der Verstellachse 22 werden unten noch ausgeführt. Für die Getriebevorrichtung der Fig. 1 a ist außerdem eine Ritzelmittelebene 26 definierbar, welche das erste Ritzel 16a und das zweite Ritzel 16b jeweils mittig schneidet. (Die Ritzelmittelebene 26 kann senkrecht zu der ersten Drehachse 18a und/oder der zweiten Drehachse 18b ausgerichtet sein.) Bevorzugter Weise ist der verstellbare Kolben 20 in der Ritzelmittelebene 26 ausschließlich mittels eines ersten Zahneingriffs des ersten Ritzels 16a an einer (nicht dargestellten) ersten Zahnreihe des verstellbaren Kolbens 20 und mittels eines zweiten Zahneingriffs des zweiten Ritzels 16b an einer (nicht skizzierten) zweiten Zahnreihe des verstellbaren Kolbens 20 schwimmend geführt. Man kann dies auch so umschreiben, dass der verstellbare Kolben 20 in der Ritzelmittelebene 26 nicht durch eine Wand einer Gehäusebohrung, sondern über die Zahneingriffe der beiden Ritzel 16a und 16b geführt, bzw. zentriert, ist. Somit wird der maximal mögliche Schwimmweg des verstellbaren Kolbens 20 senkrecht zu seiner
Verstellachse 22/in der Ritzelmittelebene 26 über den Anschlag des ersten Ritzels 16a an der ersten Zahnreihe und des zweiten Ritzels 16b an der zweiten Zahnreihe definiert. Der maximal mögliche Schwimmweg des verstellbaren Kolbens 20 senkrecht zu seiner Verstellachse 22 kann somit auf einfache Weise vergleichsweise genau festgelegt werden. Als Alternative oder Ergänzung dazu kann der verstellbare Kolben 20 auch über eine an seinem Äußeren ausgebildete erhabene Kontur innerhalb einer Führung in 2- Dimensionen geführt sein.
Vorzugsweise ist eine erste Überdeckung des ersten Zahneingriffs (des ersten Ritzels 16a an der ersten Zahnreihe des verstellbaren Kolbens 20) größer/gleich 1 oder eine zweite Überdeckung des zweiten Zahneingriffs (des zweiten Ritzels 16b an der zweiten
Zahnreihe des verstellbaren Kolbens 20) größer/gleich 1. Insbesondere kann die erste Überdeckung des ersten Zahneingriffs größer/gleich 1 ,05 oder die zweite Überdeckung des zweiten Zahneingriffs größer/gleich 1 ,05 sein. Der vorteilhaft große Schwimmweg des verstellbaren Kolbens 20 senkrecht zu der Verstellachse 22 kann somit über das
Zahnflankenspiel der beiden Ritzel 16a und 16b (bzw. der ihnen zugeordneten
Zahnreihen) ausgebildet werden. Auf diese Weise lassen sich vorteilhaft große
Abstandstoleranzen zur Kompensation der oben beschriebenen Toleranzkette ausbilden. Durch die Überdeckungen von mindestens 1 ist auch eine zu hohe Zahnbeanspruchung der Zähne der Ritzel 16a und 16b und der Zahnreihen des verstellbaren Kolbens 20 unterbunden. Auf diese Weise kann eine vorteilhaft lange Lebensdauer/Einsetzzeit der Getriebevorrichtung sichergestellt werden.
Die in Fig. 1 a dargestellte Getriebevorrichtung ist als Untereinheit eines
elektromotorischen Bremskraftverstärkers ausgebildet, wobei der verstellbare Kolben 20 als Verstärkerkolben (Booster) ausgebildet ist. Darunter kann z.B. verstanden werden, dass der verstellbare Kolben 20 so mit einer (nicht skizzierten) Eingangsstange zusammenwirken kann, dass eine über die Eingangsstange übertragene
Fahrerbremskraft zusammen mit einer Kraft des Elektromotors auf mindestens einen Hauptbremszylinderkolben übertragbar ist. Beispielsweise kann in dem verstellbaren Kolben 20 eine durchgehend mittlere Bohrung 28 ausgebildet sein, durch welche die Eingangsstange führbar ist. Die Ausbildung der Getriebevorrichtung als Untereinheit eines elektromotorischen Bremskraftverstärkers ist jedoch nur beispielhaft zu interpretieren.
Ebenfalls lediglich beispielhaft zu interpretieren ist die Führung des als Verstärkerkolben ausgebildeten verstellbaren Kolbens 20 in mindestens einer geneigt, insbesondere senkrecht, zu der Ritzelmittelebene 26 ausgerichteten Führungsebene 30 mittels eines Radialspiels, welches über die Anlaufflächen 36 in einer Gehäusebohrung 32 eines Bremskraftverstärkergehäuses 34 ausgebildet ist. Die Ausbildung von Anlaufflächen 36 an der Gehäusebohrung 32 erlaubt eine verlässliche Führung des als Verstärkerkolben ausgebildeten verstellbaren Kolbens 20, ist jedoch nicht notwendig.
Bei der Getriebevorrichtung der Fig. 1 a ist eine Funktion einer Kraftwaage ausgebildet. Dies wird anhand der Fig. 1 b bis 1 e nachfolgend ausgeführt: In Fig. 1 b sind die Verzahnungskräfte Fr1 und Fr2 eingezeichnet, welche mittels der Ritzel 16a und 16b auf den verstellbaren Kolben 20 ausgeübt werden. Eine erste
Verzahnungskraft Fr1 ist mittels des um die erste Drehachse 18a gedrehten ersten Ritzels 16a auf den verstellbaren Kolben 20 ausübbar. Entsprechend ist eine zweite
Verzahnungskraft Fr2 mittels des um die zweite Drehachse 18b gedrehten zweiten Ritzels 16b auf den verstellbaren Kolben 20 ausübbar. Man kann dies auch so umschreiben, dass die Verzahnungskräfte Fr1 und Fr2 von den Zahnflanken der Ritzel 16a und 16b auf die kontaktierten Zahnflanken (der Zahnreihen) des verstellbaren Kolbens 20 ausgeübt werden. Die Verzahnungskräfte Fr1 und Fr2 sind orthogonal zu den jeweiligen Zahnflanken ausgerichtet. Sofern die auf den verstellbaren Kolben 20 ausgeübten Verzahnungskräfte Fr1 und Fr2 gleich groß sind/gleiche Beträge aufweisen, kompensieren sich die senkrecht zu der Verstellachse 22 ausgerichteten Komponenten der Verzahnungskräfte Fr1 und Fr2 heraus. Die Verzahnungskräfte Fr1 und Fr2 addieren sich in diesem Fall zu einer
Gesamtkraft Fges, welche parallel zur Verstellachse 22 ausgerichtet ist. Somit ist bei gleichen Verzahnungskräften/Beträgen der Verzahnungskräfte Fr1 und Fr2 die
gewünschte geradlinige Verstellbarkeit des verstellbaren Kolbens 20 entlang der
Verstellachse 22 verlässlich gewährleistet, ohne dass ein Klemmen auftritt. Bei ungleichen Verzahnungskräften/Beträgen der Verzahnungskräfte Fr1 und Fr2 verbleibt eine senkrecht zu der Verstellachse 22 ausgerichtete Kraftkomponente, welche von der Hochkraftseite (der größeren Verzahnungskraft Fr1 oder Fr2) zu der
Niederkraftseite (der kleineren Verzahnungskraft Fr1 oder Fr2) gerichtet ist. Der verstellbare Kolben 20 wird mittels der senkrecht zu der Verstellachse 22 ausgerichteten Kraftkomponente (automatisch) von der Hochkraftseite auf die Niederkraftseite zubewegt. Auf diese Weise kommt (automatisch) der Zahneingriff auf der ursprünglichen
Hochkraftseite tendenziell mehr und mehr außer Eingriff, so dass der Zahneingriff auf der ursprünglichen Niederkraftseite stärker in Eingriff kommt. Der verstellbare Kolben 20 wird auf diese Weise so lange verschoben, bis die Verzahnungskräfte Fr1 und Fr2 gleich groß sind/gleiche Beträge aufweisen.
Somit ist die Funktion einer Kraftwaage an der Getriebevorrichtung ausgebildet. Dies gewährleistet eine symmetrische Lastverteilung der von dem Motor auf den verstellbaren Kolben 20 übertragenen Kraft über einen mittels dem ersten Schneckenrad 12a und dem ersten Ritzel 16a realisierten ersten Lastpfad und über einen zweiten Lastpfad, welcher über das zweite Schneckenrad 12b und das zweite Ritzel 16b verläuft.
Anhand der Fig. 1 c bis 1 e wird die Toleranzkompensation an der Getriebevorrichtung im Weiteren erläutert: In der Darstellung der Fig. 1 c ist die Schneckenwelle 10 um ca. 0,1 mm aus einer mittigen Lage zwischen den beiden Schneckenrädern 12a und 12b in die Richtung 40 versetzt. Die Längsachse 42 der Schneckenwelle 10 weist somit bezüglich ihrer gestrichelt
wiedergegebenen mittigen Soll-Lage 44 zwischen den beiden Schneckenrädern 12a und 12b einen Abstand von etwa 0,1 mm auf. Die Schneckenwelle 10 liegt damit näher an dem zweiten Schneckenrad 12b. Bei einer„weichen" Ausbildung der Komponenten 10 und 12b würde dies zu der in Fig. 1 c dargestellten„Überlappung" 46 führen. Zwischen der Schneckenwelle 10 und dem ersten Schneckenrad 12a tritt ein Spalt 48 auf.
Da die in Fig. 1 c dargestellte„Überlappung" 46 aufgrund einer kompakten Ausbildung der Komponenten 10 und 12b nicht möglich ist, wird das zweite Schneckenrad 12b im
Vergleich zu dem ersten Schneckenrad 12a zu einer zusätzlichen Drehbewegung 50 angeregt. Diese zusätzliche Drehbewegung 50 des zweiten Schneckenrads 12b ist in Fig. 1 d eingezeichnet. Die zusätzliche Drehbewegung 50 des zweiten Schneckenrads 12b wird entsprechend auch von dem zweiten Ritzel 16b ausgeführt. Die zusätzliche
Drehbewegung 50 des zweiten Ritzels 16 bewirkt eine (geringfügige) Verschiebung 52 des verstellbaren Kolbens 20 entlang der Verstellachse 22. Da die (geringfügige) Verschiebung 52 des verstellbaren Kolbens 20 jedoch nicht mit einer gleichzeitigen Drehbewegung des ersten Ritzels 16a um die erste Drehachse 18a verbunden ist, führt die (geringfügige) Verschiebung 52 des verstellbaren Kolbens 20 zu einer Zunahme des Verzahnungsspiels zwischen dem ersten Ritzel 12a und dem verstellbaren Kolben 20. Der Zahneingriff 54 zwischen dem ersten Ritzel 16a und dem verstellbaren Kolben 20 ist somit kraftfrei.
Die Verzahnungskraft Fr2, welche von dem zweiten Ritzel 16b auf den verstellbaren Kolben 20 ausgeübt wird, wird somit nicht durch eine Gegenkraft zumindest teilweise kompensiert. Dies bewirkt, dass die senkrecht zu der Verstellachse 22 ausgerichtete Kraftkomponente der von dem zweiten Ritzel 16b auf den verstellbaren Kolben 20 ausgeübten Verzahnungskraft Fr2 eine Verstellbewegung des verstellbaren Kolbens 20 bewirkt, bis ein Kräftegleichgewicht zwischen den Verzahnungskräften Fr1 und Fr2 wieder erreicht ist. Somit kann die oben beschriebene Funktion der Kraftwaage auch dazu genutzt werden, um eine unmittige Lage der Schneckenwelle 10 auszugleichen. Die gewünschten gegengerichteten Drehbewegungen 56 der Ritzel 16a und 16b zum
Verstellen des verstellbaren Kolbens 20 entlang seiner Verstellachse 22 sind danach ohne ein Klemmen ausführbar. Der vergleichsweise große Schwimmweg von mindestens 0,6 mm führt somit zu der Möglichkeit eines Achsversatzes des verstellbaren Kolbens 20, wodurch jede Toleranzkette kompensierbar ist.
Fig. 2a bis 2c zeigen Teildarstellungen verschiedener Getriebe, wobei Fig. 2a ein Beispiel der Ausführungsform der Fig. 1 a bis 1 e zeigt und die Getriebe der Fig. 2b und 2c keine Ausführungsformen der Erfindung sind.
Es wird hier ausdrücklich darauf hingewiesen, dass der Fachmann viele herkömmliche Vorurteile überwinden muss, bis er die Vorteile der in Fig. 2a teilweise dargestellten Getriebevorrichtung mit einem vergleichsweise großen Schwimmweg des verstellbaren Kolbens 20 senkrecht zu seiner Verstellachse 22 von 0,8 mm erkennt. Beispielsweise bemüht sich der Fachmann in der Regel um einen vergleichsweise kleinen Schwimmweg, da eine Zunahme des Schwimmwegs oft mit einer Verschlechterung der Kraftübertragung von einem Elektromotor auf den zu verstellenden Kolben 20 verbunden ist. Außerdem muss der Fachmann zur Gewährleistung des vergleichsweise großen
Schwimmwegs des verstellbaren Kolbens 20 senkrecht zu seiner Verstellachse 22 von 0,8 mm widersprüchliche Randbedingungen bei der Auslegung der Verzahnung der Ritzel 16a und 16b und den ihnen zugeordneten Zahnstangen erfüllen: Für den Schwimmweg von 0,8 mm sollte an den Ritzeln 16a und 16b jeweils ein Achsabstandsoffset von ±0,4 mm vorliegen. Unter einem Achsabstandsoffset von ±0,4mm kann verstanden werden, dass von der„Ausgangsposition" Ritzelzähne/Zahnstangenzähne auf Block die beiden Verzahnungen um 0,4mm zueinander beabstandet werden. Dadurch ergibt sich ein überdimensionales Zahnflankenspiel. (Bei einer üblichen Verzahnungsauslegung liegt meistens ein Achsabstandsoffset von ±0,1 mm vor.) In der Regel bevorzugt der Fachmann bei einer Getriebevorrichtung jedoch auch eine möglichst hohe Übersetzung, weshalb er den Durchmesser der Ritzel 16a und 16b oft vergleichsweise klein im Vergleich zum Durchmesser der Schneckenräder 12a und 12b wählt. Allerdings führt eine Reduzierung des Durchmessers der Ritzel 16a und 16b bei einem (beidseitigen) Achsabstandsoffset von ±0,4 mm zu einer Überdeckung der
Zahneingriffe kleiner 1 , was mit einem unrunden Lauf des Getriebes und hohen
Zahnfußbiegebeanspruchungen verbunden ist. Ein größerer Durchmesser der Ritzel 16a und 16b steigert zwar die Überdeckung, bewirkt aber eine geringere Übersetzung. Die Realisierung der in Fig. 2a teilweise dargestellten Getriebevorrichtung erfordert somit von dem Fachmann, dass er trotz einer (beidseitigen) Abstandstoleranz von 0,4 mm eine Überdeckung der Zahneingriffe mindestens gleich 1 , vorzugsweise größer als 1 , gewährleistet.
Häufig bevorzugt der Fachmann auch möglichst große Zähne an den Ritzeln 16a und 16b und an den Zahnreihen. Herkömmlicherweise schreckt der Fachmann auch deshalb vor der Ausbildung eines Schwimmwegs von mindestens 0,6 mm an einer
Getriebevorrichtung zurück.
Das in Fig. 2b schematisch teilweise dargestellte Getriebe, welches keine
Ausführungsform der Erfindung ist, weist einen maximalen Schwimmweg von etwa 0,2 mm senkrecht zu einer Verstellachse 22' seines verstellbaren Kolbens 20', d.h. einen
Achsabstandsoffset von ±0,1 mm, auf. Die Überdeckung zwischen den Zahneingriffen der Zähne der Ritzel 16' und der zugeordneten Zahnreihe des verstellbaren Kolbens 20' beträgt 1 ,5. In Fig. 2b ist auch die Kraftlinie 58' dargestellt, über welche die
Verzahnungskraft von dem Ritzel 16' auf die Zähne der zugeordneten Zahnreihe des verstellbaren Kolbens 20' übertragen wird. Der Betrag der Verzahnungskraft und der Abstand des Schnittpunkts der Kraftlinie 58' an den Zahnflanken von den Zahnfüßen ergibt die Drehmomente, welchen die Zähne während eines Betriebs des Getriebes standhalten müssen. Ein Betrieb des in Fig. 2b dargestellten Getriebes bewirkt eine vergleichsweise kleine Zahnbeanspruchung von etwa 70 %. Das in Fig. 2c schematisch dargestellte Getriebe, welches ebenfalls keine
Ausführungsform der Erfindung ist, weist einen maximalen Schwimmweg für den verstellbaren Kolben 20" senkrecht zu seiner Verstellachse 22" auf, welcher 1 ,3 mm beträgt. Der Achsabstandsoffset liegt somit bei ±0,65mm. Die Überdeckung liegt lediglich bei einem Wert von 0,75. Dies führt zu der in Fig. 2c dargestellten Kraftlinie 58", und damit zu einer Zahnfußbeanspruchung von 140 %. Ein Betrieb des Getriebes der Fig. 2c bewirkt deshalb ein schnelles Brechen der Zähne. Außerdem weist das Getriebe der Fig. 2c aufgrund des relativ großen Schwimmwegs von 1 ,3 mm einen unrunden Lauf auf.
Somit muss der Fachmann bei der Entwicklung der Getriebevorrichtung das Problem lösen, dass ein zu großer Schwimmweg zu einem signifikanten Abnehmen der
Überdeckung führen kann, wodurch die Zahnbeanspruchung stark steigt. Der Fachmann muss mehrere Schwierigkeiten überwinden, um zu dem in Fig. 2a dargestellten Getriebe zu gelangen. Bei dem in Fig. 2a dargestellten Getriebe ist der verstellbare Kolben 20 schwimmend zwischen dem ersten Ritzel 16a und dem (nicht dargestellten) zweiten Ritzel 16b so geführt, dass der verstellbare Kolben 20 senkrecht zu seiner Verstellachse 22 um einen Schwimmweg von 0,8 mm verstellbar ist. Dies ist durch einen beidseitigen
Achsabstandsoffset von ±0,4 mm realisiert. Die Überdeckung des ersten Zahneingriffs beträgt maximal 1 ,05. Dies bewirkt die vorteilhafte Kraftlinie 58 und eine
Zahnbeanspruchung von 100 % während eines Betriebs des Getriebes der Fig. 2a. Somit ist eine vorteilhaft lange Lebensdauer des Getriebes der Fig. 2a trotz des vergleichsweise großen Schwimmwegs von 0,8 mm gewährleistet.

Claims

Getriebevorrichtung mit: einer Schneckenwelle (10), welche derart an einem Elektromotor anbindbar ist, dass die Schneckenwelle (10) mittels des Elektromotors in eine Drehbewegung um eine Längsachse (42) der Schneckenwelle (10) versetzbar ist; einem ersten Schneckenrad (12a), welches mit einem ersten Ritzel (16a) verbunden ist, und einem zweiten Schneckenrad (12b) , welches mit einem zweiten Ritzel (16b) verbunden ist, wobei das erste Schneckenrad (12a) und das zweite Schneckenrad (12b) die Schneckenwelle (10) derart kontaktieren, dass mittels der in die Drehbewegung versetzten
Schneckenwelle (10) das erste Schneckenrad (12a) und das erste Ritzel (16a) um eine gemeinsame erste Drehachse (18a) und das zweite Schneckenrad (12b) und das zweite Ritzel (16b) um eine gemeinsame zweite Drehachse (18b) drehbar sind; und einem verstellbaren Kolben (10), welcher schwimmend zwischen dem ersten Ritzel (16a) und dem zweiten Ritzel (16b) geführt ist, und mittels des um die erste Drehachse (18a) gedrehten ersten Ritzels (16a) und des um die zweite Drehachse (18b) gedrehten zweiten Ritzels (16b) entlang einer Verstellachse (22) verstellbar ist; dadurch gekennzeichnet, dass der verstellbare Kolben (20) schwimmend zwischen dem ersten Ritzel (16a) und dem zweiten Ritzel (16b) so geführt ist, dass der verstellbare Kolben (20) senkrecht zu der Verstellachse (22) um einen Schwimmweg von mindestens 0.6mm verstellbar ist. Getriebevorrichtung nach Anspruch 1 , wobei der verstellbare Kolben (20) senkrecht zu der Verstellachse (22) um einen Schwimmweg von mindestens 0.8mm verstellbar ist.
Getriebevorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, wobei der verstellbare Kolben (20) schwimmend zwischen dem ersten Ritzel (16a) und dem zweiten Ritzel (16b) so geführt ist, dass zwischen dem ersten Ritzel (16a) und dem verstellbaren Kolben (20) und zwischen dem zweiten Ritzel (16b) und dem verstellbaren Kolben (20) jeweils ein Achsabstandsoffset von mindestens ±0,3mm ausgebildet ist.
Getriebevorrichtung nach Anspruch 3, wobei der verstellbare Kolben (20) schwimmend zwischen dem ersten Ritzel (16a) und dem zweiten Ritzel (16b) so geführt ist, dass zwischen dem ersten Ritzel (16a) und dem verstellbaren Kolben (20) und zwischen dem zweiten Ritzel (16b) und dem verstellbaren Kolben (20) jeweils ein Achsabstandsoffset von mindestens ±0,4mm ausgebildet ist.
Getriebevorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei eine Ritzelmittelebene (26) definierbar ist, welche das erste Ritzel (16a) und das zweite Ritzel (16b) jeweils mittig schneidet, und wobei der verstellbare Kolben (20) in der Ritzelmittelebene (26) ausschließlich mittels eines ersten Zahneingriffs des ersten Ritzels (16a) an einer ersten Zahnreihe des verstellbaren Kolbens (20) und mittels eines zweiten Zahneingriffs des zweiten Ritzels (16b) an einer zweiten Zahnreihe des verstellbaren Kolbens (20) schwimmend geführt ist.
Getriebevorrichtung nach Anspruch 5, wobei eine erste Überdeckung des ersten Zahneingriffs größer/gleich 1 oder eine zweite Überdeckung des zweiten Zahneingriffs größer/gleich 1 sind.
Getriebevorrichtung nach Anspruch 6, wobei die erste Überdeckung des ersten Zahneingriffs größer/gleich 1 ,05 oder die zweite Überdeckung des zweiten Zahneingriffs größer/gleich 1 ,05 sind.
8. Getriebevorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei an der Getriebevorrichtung eine Funktion einer Kraftwaage ausgebildet ist.
9. Elektromotorischer Bremskraftverstärker mit: einer Getriebevorrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei der verstellbare Kolben (20) als Verstärkerkolben ausgebildet ist.
10. Elektromotorischer Bremskraftverstärker nach Anspruch 9, wobei der als Verstärkerkolben ausgebildete verstellbare Kolben (20) in mindestens einer geneigt zu der Ritzelmittelebene (26) ausgerichteten
Führungsebene (30) mittels eines Radialspiels (36) in einer
Gehäusebohrung (32) eines Bremskraftverstärkergehäuses (34) des elektromechanischen Bremskraftverstärkers geführt ist.
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MX2015007381A MX2015007381A (es) 2012-12-12 2013-10-23 Dispositivo de transmision e intensificador electromotriz de la fuerza de frenado.
US14/650,219 US20150308527A1 (en) 2012-12-12 2013-10-23 Transmission device and electromotive brake booster
KR1020157015244A KR20150094627A (ko) 2012-12-12 2013-10-23 트랜스미션 장치 및 전동식 제동력 부스터
CN201380064834.2A CN104837713B (zh) 2012-12-12 2013-10-23 传动装置以及电动的制动力放大器
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Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN110731769A (zh) * 2019-10-31 2020-01-31 苏孟勤 压力传感器伸缩式快速固定架
US10682996B2 (en) 2015-09-17 2020-06-16 Zf Active Safety Gmbh Electromechanical brake force booster
US10814854B2 (en) 2015-09-17 2020-10-27 Zf Active Safety Gmbh Assembly having a brake cylinder and an electromechanical brake booster
US10946845B2 (en) 2015-09-17 2021-03-16 Zf Active Safety Gmbh Electromechanical brake booster

Families Citing this family (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR3005295B1 (fr) * 2013-05-03 2015-08-28 Bosch Gmbh Robert Systeme de freins a servofrein electrique
DE102014100444B4 (de) * 2014-01-16 2017-06-29 MAQUET GmbH Vorrichtung zum linearen Verschieben einer Patientenlagerfläche und Verfahren zur Montage einer derartigen Vorrichtung
US9777797B2 (en) * 2014-12-01 2017-10-03 Asmo Co., Ltd. Actuator
DE102015219505B4 (de) * 2015-10-08 2019-03-07 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Ritzelstartergetriebe mit korrigierter Zahnradgeometrie
CN105667484A (zh) * 2016-01-11 2016-06-15 清华大学 一种全解耦双电机驱动的线控制动系统
AT518943B1 (de) 2016-07-04 2018-08-15 Univ Wien Tech Elektrisches Maschinensystem
CN107701662B (zh) * 2016-08-09 2021-12-03 德国日本电产电机与驱动器有限公司 用于在蜗杆蜗轮组件中分配扭矩的装置和方法
DE102017204114A1 (de) 2017-03-13 2018-09-13 Robert Bosch Gmbh Antriebseinheit für einen Aktor, sowie Aktor mit einer Antriebseinheit und einer Getriebeeinheit
DE102017204119A1 (de) 2017-03-13 2018-09-13 Robert Bosch Gmbh Aktor mit einer Antriebseinheit und einer Getriebeeinheit
CN108194596A (zh) * 2017-12-16 2018-06-22 包炜廷 一种齿条传动机构
DE102018211443A1 (de) * 2018-07-10 2020-01-16 Robert Bosch Gmbh Druckerzeugungsvorrichtung für ein Bremssystem eines Fahrzeugs
KR102175273B1 (ko) * 2019-03-29 2020-11-06 아주자동차대학 산학협력단 타이밍벨트 견인 구동형 액추에이터
CN110357009A (zh) * 2019-08-21 2019-10-22 辽宁科技大学 单动力源的四点同时驱动整体式齿轮齿条升降装置
CN115676549A (zh) * 2021-07-21 2023-02-03 奥的斯电梯公司 电梯安全系统和电梯设备

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1092748B (de) * 1954-03-16 1960-11-10 Rheinstahl Eisenwerke Muelheim Antriebsvorrichtung fuer hin- und herbewegliche Maschinenteile von Werkzeugmaschinen
DE102006010483A1 (de) * 2006-03-07 2007-09-13 Robert Bosch Gmbh Scheibenbremse für ein Fahrzeug mit integrierter Feststellbremse
DE102009027468A1 (de) 2009-07-06 2011-01-13 Robert Bosch Gmbh Kraftübertragungsanordnung
EP2465741A1 (de) * 2010-12-20 2012-06-20 Robert Bosch GmbH Elektrisch betätigtes Bremssystem

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2931242A (en) * 1955-10-17 1960-04-05 Ferro Stamping Co Single motor multiple drive unit
JPS58135554U (ja) * 1982-03-10 1983-09-12 株式会社ニコン 精密駆動装置
US5497060A (en) * 1993-06-21 1996-03-05 Juergens, Iii; Albert M. Positioning stage
GB9718574D0 (en) * 1997-09-03 1997-11-05 Lucas Ind Plc Improvements relating to gears
JP5014038B2 (ja) * 2007-09-19 2012-08-29 オリエンタルモーター株式会社 直線駆動用アクチュエータ
DE102009001142A1 (de) * 2009-02-25 2010-08-26 Robert Bosch Gmbh Elektromechanischer Bremskraftverstärker
CN102765418A (zh) * 2011-05-06 2012-11-07 豫北(新乡)汽车动力转向器有限公司 汽车电动助力转向器蜗轮蜗杆间隙自动调整机构
CN202545736U (zh) * 2012-04-01 2012-11-21 浙江万达汽车方向机有限公司 一种用于电动助力转向系统的蜗轮蜗杆间隙自动补偿机构
FR2992388B1 (fr) * 2012-06-25 2014-07-18 Bosch Gmbh Robert Servofrein electrique a compensation de jeu de transmission

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1092748B (de) * 1954-03-16 1960-11-10 Rheinstahl Eisenwerke Muelheim Antriebsvorrichtung fuer hin- und herbewegliche Maschinenteile von Werkzeugmaschinen
DE102006010483A1 (de) * 2006-03-07 2007-09-13 Robert Bosch Gmbh Scheibenbremse für ein Fahrzeug mit integrierter Feststellbremse
DE102009027468A1 (de) 2009-07-06 2011-01-13 Robert Bosch Gmbh Kraftübertragungsanordnung
EP2465741A1 (de) * 2010-12-20 2012-06-20 Robert Bosch GmbH Elektrisch betätigtes Bremssystem

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10682996B2 (en) 2015-09-17 2020-06-16 Zf Active Safety Gmbh Electromechanical brake force booster
US10814854B2 (en) 2015-09-17 2020-10-27 Zf Active Safety Gmbh Assembly having a brake cylinder and an electromechanical brake booster
US10946845B2 (en) 2015-09-17 2021-03-16 Zf Active Safety Gmbh Electromechanical brake booster
CN110731769A (zh) * 2019-10-31 2020-01-31 苏孟勤 压力传感器伸缩式快速固定架
CN110731769B (zh) * 2019-10-31 2022-07-15 苏孟勤 压力传感器伸缩式快速固定架

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