WO2023104699A1 - Gurtstraffer mit stirnradgetriebe - Google Patents

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WO2023104699A1
WO2023104699A1 PCT/EP2022/084377 EP2022084377W WO2023104699A1 WO 2023104699 A1 WO2023104699 A1 WO 2023104699A1 EP 2022084377 W EP2022084377 W EP 2022084377W WO 2023104699 A1 WO2023104699 A1 WO 2023104699A1
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WO
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gear
gear stage
belt tensioner
helix angle
wheel
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PCT/EP2022/084377
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English (en)
French (fr)
Inventor
Michael Lohmeier
Wolfgang Holbein
Johannes König
Original Assignee
Zf Automotive Germany Gmbh
Zf Friedrichshafen Ag
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Publication date
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60R—VEHICLES, VEHICLE FITTINGS, OR VEHICLE PARTS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • B60R22/00—Safety belts or body harnesses in vehicles
    • B60R22/34—Belt retractors, e.g. reels
    • B60R22/46—Reels with means to tension the belt in an emergency by forced winding up
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60R—VEHICLES, VEHICLE FITTINGS, OR VEHICLE PARTS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • B60R22/00—Safety belts or body harnesses in vehicles
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    • B60R22/46—Reels with means to tension the belt in an emergency by forced winding up
    • B60R2022/4666—Reels with means to tension the belt in an emergency by forced winding up characterised by electric actuators
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
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    • B60R22/00—Safety belts or body harnesses in vehicles
    • B60R22/34—Belt retractors, e.g. reels
    • B60R22/46—Reels with means to tension the belt in an emergency by forced winding up
    • B60R2022/469—Reels with means to tension the belt in an emergency by forced winding up reusable

Definitions

  • the invention relates to a belt tensioner for a seat belt system with a spur gear.
  • a belt tensioner serves to reduce certain influences in the case of restraint, which have a negative effect on the restraint of a vehicle occupant, before the vehicle occupant is shifted forward and, if necessary, the use of a force-limiting device begins.
  • These influences include, for example, the so-called film spool effect and belt slack.
  • the film spool effect is webbing loosely rolled onto a belt spool. With the belt slack, the belt strap lies only loosely on the vehicle occupant.
  • the belt tensioner reduces the slack in the belt and the film spool effect within a very short time, for example by winding the belt on a belt spool of a belt retractor and thus tightening the belt. The vehicle occupant can thus take part in the vehicle deceleration at an early stage.
  • the conditions for the subsequent use of a force-limiting device improve.
  • Belt tensioners that are driven by an electric motor can be used for this purpose.
  • “reversible” means that after the tightening by the electric motor, the connection between the gearbox and belt reel is released again and the "normal" retractor functions can thus be implemented again.
  • the gearbox can be driven in two directions of rotation.
  • a clutch is usually used to transmit torque from the gearbox to the belt reel.
  • a high torque must be provided at high speed in order to be able to tighten the belt with sufficient force and speed.
  • the high speed of the electric motor is reduced by a gear, so that relatively low speeds - in relation to the motor speed - and high torques - in relation to the motor torque - are applied to the belt reel.
  • Spur gears offer the advantage that different transmission ratios and multiple gear stages can be implemented relatively easily.
  • Gears for spur gears can be made of metal, for example steel or brass, or made of plastic. Plastic gears also improve running smoothness, but can only withstand lower mechanical loads in the long term.
  • the object of the invention is to provide a seat belt tensioner that enables very smooth running and, in particular, can be produced inexpensively.
  • the object of the invention is achieved by a belt tensioner for a seat belt system with a spur gear.
  • the spur gear includes at least one motor gear and at least a first step wheel and a second step wheel.
  • the motor gear forms a first gear stage with the first stepped wheel, and the first stepped wheel forms a second gear stage with the second stepped wheel.
  • the motor gear wheel and each of the step wheels has helical gearing and the helix angle of the helical gearing of the second gear stage is determined as a function of the helix angle of the first gear stage.
  • the jump overlap of at least one of the helical gears is not an integer.
  • the belt tensioner according to the invention is in particular a reversible belt tensioner.
  • each of the step wheels has helical gearing, the spur gear and thus the belt tensioner according to the invention is characterized by excellent running smoothness.
  • helical angle of a gear stage means here and below that the gears involved in the respective gear stage, ie the motor gear wheel and/or involved step wheels, have helical gearing with the corresponding helix angle.
  • the motor gear is the gear which is driven by means of an output shaft of a drive, preferably by means of an output shaft of an electric motor.
  • the jump overlap is selected as an integer in order to ensure uniform torque transmission, with the jump overlap depends on the tooth width and the helix angle of the helical gearing. This results in high helix angles of 30° or more, as a result of which high axial loads act on the gear wheels and existing bearing points of the gear wheels, which have to be compensated for by complex structural designs, for example by stiffeners.
  • the jump overlap is no longer tied to integer multiples, but can be selected with regard to a desired load distribution or distribution of the mechanical loads that occur within the spur gear.
  • the helix angle of at least one gear stage, in particular the second and each higher gear stage is less than 10°.
  • the helix angle of each gear stage is less than 10°.
  • the jump overlap of at least one helical gear, preferably each helical gear or each helical gear from the second gear stage, is in particular less than 1.
  • Each step wheel is aligned in particular by means of an axis running axially through the step wheel, which is mounted on a bearing point associated with the respective axis on a housing of the belt tensioner.
  • the forces acting on the associated bearing points can be designed in a targeted manner, so that the design effort in the design of the bearing points and the costs in the manufacture of the belt tensioner can be kept low.
  • a decreasing axial force acts on the bearing points associated with the respective step wheels as the gear stage increases, or an essentially equally large axial force acts on all bearing points associated with the respective step wheels.
  • a particularly even load distribution within the belt tensioner is made possible, as a result of which particularly smooth running can be achieved.
  • the bearing points can also be designed more simply and cost-effectively as the gear stage increases, without this having a negative effect on the longevity and smooth running of the spur gear.
  • the design effort and the costs of the belt tensioner can be minimized.
  • the axle of at least one step wheel in particular the axles of all step wheels, can be mounted on the housing at a first axial end of the axle by means of an injection-molded connection. In this way, stable mounting and precise alignment of the step wheel assigned to the respective axle can also be ensured.
  • the axles can be designed in particular in the form of a bearing pin which has a collar-shaped projection.
  • the collar-shaped projection serves in particular as a bearing point for the respective step wheel in order to ensure precise alignment of the step wheel.
  • the collar-shaped projection can be mounted on the housing by means of an injection-molded connection in order to ensure that the axle is reliably fixed.
  • the axles can be made of a metal, in particular steel or brass.
  • a metal in particular steel or brass.
  • the friction between the collar-shaped projection and the associated stepped wheel can also be reduced.
  • the axis of at least one step wheel in particular the axes of all step wheels, can also be mounted on a cover of the belt tensioner at a second axial end of the axis. In this way, a reliable alignment of the axis can be ensured, even when mechanical loads occur when operating the belt tensioner, so that the step wheel assigned to the respective axis is precisely aligned.
  • the axle is arranged in an associated receptacle of the cover, which preferably at least partially encloses the axle at its second axial end and in this way prevents or at least partially prevents radial movements of the axle.
  • the helix angle of the helical gearing of the first gear stage is determined using the following formula (1): where ßi is the helix angle of the first gear stage, FAXM is the axial force acting on the motor gear, d w ii is the pitch circle diameter of the motor gear in the first gear stage, TM is the drive torque acting on the motor gear, and 1/b is a predetermined fraction of the axial force acting on the motor gear FAXM, which is to act on the bearing point of the first gear stage.
  • the factor 1/b can be, for example, in the range from 0.4 to 0.8, in particular in the range from 0.5 to 0.75.
  • b is, for example, in the range from 1.25 to 2.5, in particular in the range from 1.33 to 2.0.
  • the helix angle of the second gear stage is preferably determined according to the following formula (2): where ß2 denotes the helix angle of the second gear stage, dw2.i denotes the pitch circle diameter of the first stage gear in the second gear stage and dwi.2 denotes the pitch circle diameter of the first stage gear in the first gear stage.
  • the value of the helix angle of the first gear stage is included in the calculation of the helix angle of the second gear stage, as can be determined using formula (1).
  • the factor 1/b selected when designing the first gear stage is therefore also included in the design of the helix angle of the second gear stage.
  • the spur gear comprises more than two stepped wheels and more than two gear stages, the helix angle of the helical gearing of the second or higher gear stage being determined as a function of the helix angle of the respective upstream gear stage.
  • the existing helical gears are coordinated, with the size of the respective helix angle being determined iteratively, taking into account the helix angle of the preceding gear stage in each case.
  • the helix angle of the second or higher gear stage is preferably determined according to the following formula (3): where ß x the helix angle of the respective gear stage x, n the total number of gear stages, dwx.i the pitch circle diameter of the pinion in the respective gear stage x and d w ⁇ xi).2 denotes the pitch circle diameter of the step wheel in the upstream gear stage (x-1).
  • the value of b in formula (3) is determined by the choice of the factor 1/b from formula (1). That is, the value of b in formula (3) is determined by what predetermined fraction 1/b of the axial force FAXM acting on the motor gear is to act on the bearing point of the first gear stage.
  • Fig. 1 is a plan view of selected parts of a belt tensioner according to the invention with spur gear
  • Fig. 1 is a perspective view of the gears involved in the spur gear from Fig. 1,
  • Fig. 4 is a plan view of the gears of Fig. 3,
  • Fig. 5 is a sectional view through the belt tensioner of Fig. 1 along the line A-A, and
  • Fig. 6 is a schematic sectional view through the gears of Fig. 3.
  • FIG. 1 shows a belt tensioner 10 according to the invention, which can be used in a safety belt system, for example in a safety belt system for vehicle occupants.
  • the belt tensioner 10 is connected to a frame 12 of a belt retractor 14, in which a belt spool 16 is rotatably mounted in order to wind up a belt (not shown) when the belt retractor 14 is triggered and to remove a belt slack.
  • the belt tensioner 10 has a spur gear 18 which is accommodated in a housing 20, the housing 20 in turn being closed by means of a cover 22.
  • the belt tensioner 10 is shown with the housing 20 partially removed and without the cover 22.
  • the spur gear 18 has a motor gear 24 , a first stepped wheel 26 and a second stepped wheel 28 .
  • the motor gear 24 is driven by an electric motor 30 via an output shaft 32 of the electric motor 30, the motor gear 24 being capable of being driven in either a clockwise or counter-clockwise direction.
  • the transmission can be coupled and decoupled with the belt reel by means of a coupling system
  • motor gear 24 The interaction of motor gear 24, first step wheel 26 and second step wheel 28 is shown in FIG. 3 clearly.
  • the motor gear wheel 24 forms a first gear stage 34 with the first stepped wheel 26, and the first stepped wheel 26 forms a second gear stage 36 with the second stepped wheel 28.
  • the first step wheel 26 and the second step wheel 28 are each aligned with one another by an axis 38 running through the respective step wheel, the axes 38 of the first step wheel 26 and the second step wheel 28 running parallel to one another.
  • the axles 38 each have a first axial end 40 and a second axial end 42 .
  • the first axial ends 40 are designed as collar-shaped projections 50 .
  • the axles 38 are also referred to as bearing pins.
  • axles 38 are made of steel. In principle, however, all materials that have sufficient mechanical stability and resilience are suitable.
  • Fig. 4 shows a plan view of the gears from Fig. 3, in which the pitch circle diameters d w ii, d w i.2, dw2.i and d w 2.2 of the gears 24, 26 and 28 respectively, where d w ii is the pitch circle diameter of the motor gear 24 in the first gear stage 34, d w i.2 is the pitch circle diameter of the first stage gear 26 in the first gear stage 34, dw2.i is the pitch circle diameter of the first stage gear 26 in the second gear stage 36 and dw2.2 indicates the pitch circle diameter of the second step wheel 28 in the second gear stage 36.
  • FIG. 5 shows a sectional view through the belt tensioner 10 along the line A-A from FIG. 1.
  • the collar-shaped projections 50 each rest on a bearing point 51 and are each connected to the housing 20 by means of an injection-molded connection in order to align and fix the axes 38 parallel to one another.
  • the stepped wheels 26 and 28 are mounted on the upper sides of the collar-shaped projections 50 on the first axial end 40 of the associated axle 38 on the one hand and on the cover 22 near the receptacle 54 on the other hand. This enables the step wheels 26 and 28 to start up in a defined manner when the belt tensioner 10 is in operation and ensures a constant distance between the step wheels 26 and 28.
  • the stepped wheels 26 and 28 each have contact projections 56 and 58 with which the collar-shaped projection 50 or the cover 22 is in contact.
  • the contact radius between the respective step wheel 26 or 28 and the collar-shaped projection 50 or the cover 22 is reduced, as a result of which the relative speed and the braking torque decrease and the wear of the components involved is minimized and the efficiency of the belt tensioner 10 can be increased.
  • FIG. 6 shows a schematic sectional view of the gears from FIG. 3, in which the motor gear 24, the first step wheel 26 and the second step wheel 28 are shown side by side.
  • Motor gear 24 is axially traversed by output shaft 32 of electric motor 30 (see FIG. 2), which transmits motor torque TM, generates axial force FAXM on motor gear 24, and rotates motor gear 24.
  • the first step wheel 26 rotates about the associated axis 38 and generates an axial force FAXV2 in the second gear step 36, specifically in the tooth contact between the first step wheel 26 and the second step wheel 28, which in turn transmits the rotation of the first step wheel 26 to the second step wheel 28.
  • the rotational movements of the first stepped wheel 26 and the second stepped wheel 28 transmit torques Twi and Tw2, which in turn cause axial forces FAXWI and FAXW2 at the first axial ends 40 of the axles 38, ie an axial force acting on the respective bearing point.
  • the helical gearing of the motor gear 24 the first step wheel 26 and the second step wheel 28 are designed according to the invention in such a way that at least one of the helical gearings has a non-integer jump overlap, in particular all of the helical gearings .
  • a helix angle of less than 10° is achieved in the first gear stage 34 and/or the second gear stage 36 .
  • the size of the axial forces FAXWI or FAXW2 which act on the bearing points of the axles 38, also decreases, as a result of which the smooth running of the spur gear 18 is improved.
  • the helix angle ßi of the helical gearing of the first gear stage 34 is preferably determined according to the following formula (1): where FAXM is the axial force acting on the motor gear 24, d w ii is the pitch circle diameter of the motor gear 24 in the first gear stage 34 (see FIG. 4), TM is the drive torque acting on the motor gear 24, and 1/b is a predetermined fraction of the torque applied to the
  • the axial force FAXM acting on the motor gear 24 is intended to act on the bearing point of the first gear stage 34, i.e. on the first axial end 40 of the axis 38 of the first stage wheel 26.
  • the factor 1/b is in particular in the range from 0.4 to 0.8, ie b is in particular in the range from 1.25 to 2.5.
  • the factor is 0.5, ie half of the axial force FAXM acting on the motor gear wheel 24 should act on the bearing point of the axle 38 .
  • the helix angle ß2 of the second gear stage 36 is determined as a function of the helix angle ßi determined according to formula (1) according to the following formula (2): where d W 2.i denotes the pitch circle diameter of the first step wheel 26 in the second gear stage 36 and d w i.2 denotes the pitch circle diameter of the first step wheel 26 in the first gear stage 34 (cf. FIG. 4).
  • the helix angle ß x is determined in particular as a function of the helix angle ß (x -i), with the helix angle ß x of the second or higher gear stage preferably being determined according to the following formula (3): where x is the gear stage, n is the total number of gear stages, dwx.i is the pitch circle diameter of the pinion in the respective gear stage x and d w ⁇ xi).2 denotes the pitch circle diameter of the step wheel in the upstream gear stage (x-1).
  • the helix angle is calculated iteratively, as a result of which a targeted distribution of the axial forces acting on the respective bearing points can be implemented.
  • Formula (1) can also be used in this case to determine the helix angle ßi.
  • the factor b has the same value in the formulas (1) to (3).

Abstract

Ein Gurtstraffer für ein Sicherheitsgurtsystem mit einem Stirnradgetriebe (18). Das Stirnradgetriebe (18) umfasst mindestens ein Motorzahnrad (24) und mindestens ein erstes Stufenrad (26) und ein zweites Stufenrad (28). Das Motorzahnrad (24) bildet mit dem ersten Stufenrad (26) eine erste Getriebestufe (34) und das erste Stufenrad (26) bildet mit dem zweiten Stufenrad (28) eine zweite Getriebestufe (36). Das Motorzahnrad (24) sowie jedes der Stufenräder (24, 26) weist eine Schrägverzahnung auf und der Schrägungswinkel der Schrägverzahnung der zweiten Getriebestufe (36) ist in Abhängigkeit des Schrägungswinkels der ersten Getriebestufe (34) bestimmt. Die Sprungüberdeckung mindestens einer Schrägverzahnung ist nicht ganzzahlig.

Description

Gurtstraffer mit Stirnradgetriebe
Die Erfindung betrifft einen Gurtstraffer für ein Sicherheitsgurtsystem mit einem Stirnradgetriebe.
Ein Gurtstraffer dient dazu, in einem Rückhaltefall gewisse Einflüsse zu vermindern, die sich negativ auf die Rückhaltung eines Fahrzeuginsassen auswirken, bevor die Vorverlagerung des Fahrzeuginsassen und gegebenenfalls der Einsatz einer Kraftbegrenzungseinrichtung beginnen. Zu diesen Einflüssen gehören beispielsweise der sogenannte Filmspuleneffekt und die Gurtlose. Beim Filmspuleneffekt handelt es sich um locker auf eine Gurtspule aufgerolltes Gurtband. Bei der Gurtlose liegt das Gurtband nur locker am Fahrzeuginsassen an. Der Gurtstraffer reduziert die Gurtlose und den Filmspuleneffekt innerhalb kürzester Zeit, indem er beispielsweise das Gurtband auf eine Gurtspule eines Gurtaufrollers aufwickelt und so das Gurtband strafft. Der Fahrzeuginsasse kann somit frühzeitig an der Fahrzeugverzögerung teilnehmen. Außerdem verbessern sich die Bedingungen für den anschließenden Einsatz einer Kraftbegrenzungseinrichtung.
Zu diesem Zweck können Gurtstraffer zum Einsatz kommen, die mittels eines Elektromotors angetrieben werden, insbesondere reversible Gurtstraffer. „Reversibel“ bedeutet in diesem Zusammenhang, dass nach der Straffung durch den Elektromotor die Verbindung zwischen Getriebe und Gurtspule wieder gelöst wird und somit die „normalen“ Aufrollerfunktionen wieder realisierbar sind. Dabei kann das Getriebe in zwei Drehrichtungen angetrieben werden. Es wird in der Regel eine Kupplung zur Drehmomentübertragung vom Getriebe an die Gurtspule eingesetzt. Zum Straffen muss ein hohes Drehmoment bei großer Drehzahl bereitgestellt werden, um den Gurt mit ausreichender Kraft und Geschwindigkeit straffen zu können. Dazu wird die hohe Drehzahl des Elektromotors durch ein Getriebe untersetzt, so dass an der Gurtspule relativ geringe Drehzahlen - in Relation zur Motordrehzahl - und hohe Drehmomente - in Relation zum Motordrehmoment - anliegen.
Zum Übertragen des Drehmoments des Elektromotors sind im Stand der Technik verschiedene Arten von Getrieben bekannt. Beispielsweise kann ein Stirnradgetriebe zum Einsatz kommen, bei welchem mehrere Stirnräder auf parallelen Achsen nacheinander geschaltet werden können. Stirnradgetriebe bieten den Vorteil, dass unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse und mehrere Getriebestufen relativ einfach realisiert werden können.
Neben den Anforderungen bezüglich der Übertragung des Drehmoments sind jedoch auch die Zuverlässigkeit, die Laufruhe und die Kosten des Stirnradgetriebes von Bedeutung bei der Auslegung des Gurtstraffers. Grundsätzlich ist es bekannt, in Stirnradgetrieben eine Kombination von Zahnrädern mit Geradverzahnungen und Schrägverzahnungen einzusetzen. Zahnräder mit Schrägverzahnungen weisen insbesondere eine geringere Geräuschentwicklung im Betrieb und somit eine höhere Laufruhe auf, sind jedoch wesentlich kostenintensiver in der Herstellung als Zahnräder mit Geradverzahnungen.
Zahnräder für Stirnradgetriebe können sowohl aus Metall, beispielsweise aus Stahl oder Messing, oder aus einem Kunststoff gefertigt sein. Zahnräder aus Kunststoff verbessern ebenfalls die Laufruhe, können jedoch lediglich geringeren mechanischen Belastungen auf Dauer standhalten.
Aus Kostengründen werden daher in Stirnradgetrieben für Gurtstraffer üblicherweise lediglich in einer ersten Getriebestufe kostenintensive Zahnräder aus Metall mit Schrägverzahnungen eingesetzt, um das vom Elektromotor mittels eines Motorritzels übertragenes Drehmoment handhaben zu können und gleichzeitig die Laufruhe zu verbessern. Nachfolgende Zahnräder werden üblicherweise aus Kunststoff und mit Geradverzahnung ausgelegt, um einen Kompromiss zwischen Laufruhe, Verschleißfestigkeit und Kosten zu finden. Eine solche Auslegung stellt jedoch nicht für alle Anwendungsfälle eine zufriedenstellende Lösung dar.
Die Aufgabe der Erfindung ist es, einen Gurtstraffer bereitzustellen, der eine hohe Laufruhe ermöglicht und insbesondere kostengünstig hergestellt werden kann.
Die Aufgabe der Erfindung wird gelöst durch einen Gurtstraffer für ein Sicherheitsgurtsystem mit einem Stirnradgetriebe. Das Stirnradgetriebe umfasst mindestens ein Motorzahnrad und mindestens ein erstes Stufenrad und ein zweites Stufenrad. Das Motorzahnrad bildet mit dem ersten Stufenrad eine erste Getriebestufe und das erste Stufenrad bildet mit dem zweiten Stufenrad eine zweite Getriebestufe. Das Motorzahnrad sowie jedes der Stufenräder weist eine Schrägverzahnung auf und der Schrägungswinkel der Schrägverzahnung der zweiten Getriebestufe ist in Abhängigkeit des Schrägungswinkels der ersten Getriebestufe bestimmt. Die Sprungüberdeckung mindestens einer der Schrägverzahnungen ist nicht ganzzahlig.
Der erfindungsgemäße Gurtstraffer ist insbesondere ein reversibler Gurtstraffer.
Dadurch, dass erfindungsgemäß jedes der Stufenräder eine Schrägverzahnung aufweist, zeichnet sich das Stirnradgetriebe und somit der erfindungsgemäße Gurtstraffer durch eine ausgezeichnete Laufruhe aus.
Der Ausdruck „Schrägungswinkel einer Getriebestufe“ bedeutet hier und im Folgenden, dass die an der jeweiligen Getriebestufe beteiligten Zahnräder, das heißt das Motorzahnrad und/oder beteiligte Stufenräder, eine Schrägverzahnung mit dem entsprechenden Schrägungswinkel aufweisen.
Das Motorzahnrad ist das Zahnrad, welches mittels einer Abtriebswelle eines Antriebs angetrieben wird, bevorzugt mittels einer Abtriebswelle eines Elektromotors.
In bekannten Stirnradgetrieben mit Schrägverzahnungen wird die Sprungüberdeckung ganzzahlig gewählt, um eine gleichmäßige Drehmomentübertragung zu gewährleisten, wobei die Sprungüberdeckung abhängig ist von der Zahnbreite und dem Schrägungswinkel der Schrägverzahnung. Dies resultiert in hohen Schrägungswinkeln von 30° oder mehr, wodurch hohe axiale Belastungen auf die Zahnräder und vorhandene Lagerstellen der Zahnräder wirken, die durch aufwendige konstruktive Ausgestaltungen kompensiert werden müssen, beispielsweise durch Versteifungen.
Es wurde erkannt, dass durch die Anpassung des Schrägungswinkels der zweiten Getriebestufe in Abhängigkeit des Schrägungswinkels der ersten Getriebestufe und gleichzeitig dem Einsatz wenigstens einer Schrägverzahnung mit nicht ganzzahliger Sprungüberdeckung ein besonders langlebiges Stirnradgetriebe mit hoher Laufruhe realisiert werden kann, während zugleich wesentlich geringere Schrägungswinkel zum Einsatz kommen können.
Mit anderen Worten ist die Sprungüberdeckung nicht mehr an ganzzahlige Vielfache gebunden, sondern kann hinsichtlich einer gewünschten Lastverteilung bzw. Verteilung der auftretenden mechanischen Belastungen innerhalb des Stirnradgetriebes gewählt werden.
Beispielsweise ist der Schrägungswinkel mindestens einer Getriebestufe, insbesondere der zweiten und jeder höheren Getriebestufe, kleiner als 10°.
In einer Variante ist der Schrägungswinkel jeder Getriebestufe kleiner als 10°.
Durch die Verwendung derartig kleiner Schrägungswinkel können die auf die jeweilige Getriebestufe wirkenden Axialkräfte verringert werden, sodass der konstruktive Aufwand und somit die Kosten des Stirnradgetriebes minimiert werden kann, ohne die Langlebigkeit und Laufruhe des Gurtstraffers negativ zu beeinflussen.
Die Sprungüberdeckung mindestens einer Schrägverzahnung, bevorzugt jeder Schrägverzahnung oder jeder Schrägverzahnung ab der zweiten Getriebestufe, ist insbesondere kleiner 1.
Jedes Stufenrad ist insbesondere mittels einer axial durch das Stufenrad verlaufenden Achse ausgerichtet, die an einer der jeweiligen Achse zugehörigen Lagerstelle an einem Gehäuse des Gurtstraffers gelagert ist. Über die Abstimmung der Schrägungswinkel der ersten und zweiten Getriebestufe in Kombination mit einer nicht ganzzahligen Schrägverzahnung können die auf die zugehörigen Lagerstellen wirkenden Kräfte zielgerichtet ausgestaltet werden, sodass der konstruktive Aufwand in der Auslegung der Lagerstellen und die Kosten in der Herstellung des Gurtstraffers gering gehalten werden können.
In einer Variante wirkt auf die den jeweiligen Stufenrädern zugehörigen Lagerstellen mit zunehmender Getriebestufe eine abnehmende axiale Kraft oder auf alle den jeweiligen Stufenrädern zugehörigen Lagerstellen wirkt eine im Wesentlichen gleich große axiale Kraft. Auf diese Weise wird eine besonders gleichmäßige Lastverteilung innerhalb des Gurtstraffers ermöglicht, wodurch eine besonders hohe Laufruhe erzielt werden kann. Bei mit zunehmender Getriebestufe abnehmender axialer Kraft können zudem die Lagerstellen mit zunehmender Getriebestufe einfacher und kostengünstiger ausgelegt werden, ohne dass sich dies negativ auf die Langlebigkeit und Laufruhe des Stirnradgetriebes auswirkt. Somit können der konstruktive Aufwand und die Kosten des Gurtstraffers minimiert werden.
Um die Herstellungskosten des erfindungsgemäßen Gurtstraffers weiter zu senken, kann die Achse mindestens eines Stufenrads, insbesondere die Achsen aller Stufenräder, an einem ersten axialen Ende der Achse mittels einer Spritzgussverbindung am Gehäuse gelagert sein. Auf diese Weise kann zusätzlich eine stabile Lagerung sowie eine genaue Ausrichtung des der jeweiligen Achse zugeordneten Stufenrads gewährleistet werden.
Die Achsen können insbesondere in Form eines Lagerpins ausgestaltet sein, der einen kragenförmigen Vorsprung aufweist. Der kragenförmige Vorsprung dient in diesem Fall insbesondere als Lagerstelle für das jeweilige Stufenrad, um eine genaue Ausrichtung des Stufenrads zu gewährleisten.
In dieser Variante kann der kragenförmige Vorsprung mittels einer Spritzgussverbindung am Gehäuse gelagert werden, um eine zuverlässige Fixierung der Achse zu gewährleisten.
Um die Verschleißfestigkeit und Langlebigkeit des Gurtstraffer zu erhöhen, können die Achsen aus einem Metall sein, insbesondere aus Stahl oder Messing. Insbesondere bei Einsatz eines Lagerpins mit kragenförmigen Vorsprüngen kann durch die Wahl eines geeigneten Metalls zudem die Reibung zwischen kragenförmigem Vorsprung und dem zugehörigen Stufenrad reduziert werden.
Die Achse mindestens eines Stufenrads, insbesondere die Achsen aller Stufenräder, können zudem an einem zweiten axialen Ende der Achse an einem Deckel des Gurtstraffers gelagert sein. Auf diese Weise kann eine zuverlässige Ausrichtung der Achse sichergestellt werden, auch bei Auftreten von mechanischen Belastungen beim Betreiben des Gurtstraffers, sodass das der jeweiligen Achse zugeordnete Stufenrad präzise ausgerichtet ist.
In einer Variante ist die Achse in einer zugehörigen Aufnahme des Deckels angeordnet, welche die Achse an ihrem zweiten axialen Ende bevorzugt wenigstens teilweise umschließt und auf diese Weise radiale Bewegungen der Achse verhindert oder wenigstens teilweise verhindert.
Durch die Lagerung des zweiten axialen Endes der Achse am Deckel kann ein definierter Anlauf des jeweiligen Stufenrads gewährleistet werden, auch bei einer Richtungsumkehr der Drehbewegung des jeweiligen Stufenrads.
In einer Variante ist der Schrägungswinkel der Schrägverzahnung der ersten Getriebestufe bestimmt nach folgender Formel (1):
Figure imgf000008_0001
wobei ßi den Schrägungswinkel der ersten Getriebestufe, FAXM die auf das Motorzahnrad wirkende axiale Kraft, dwi.i den Wälzkreisdurchmesser des Motorzahnrads in der ersten Getriebestufe, TM das auf das Motorzahnrad wirkende Antriebsdrehmoment und 1/b einen vorbestimmten Bruchteil der auf das Motorzahnrad wirkenden axialen Kraft FAXM bezeichnet, die auf die Lagerstelle der ersten Getriebestufe wirken soll.
Über die Wahl eines geeigneten Faktors 1/b kann festgelegt werden, welchen Belastungen die Lagerstelle der ersten Getriebestufe standhalten muss und somit wie aufwendig die entsprechende Lagerstelle gestaltet sein muss, um eine ausreichende Langlebigkeit des Gurtstraffers sicherzustellen.
Der Faktor 1/b kann beispielsweise im Bereich von 0,4 bis 0,8 liegen, insbesondere im Bereich von 0,5 bis 0,75. Anders ausgedrückt liegt b beispielsweise im Bereich von 1 ,25 bis 2,5, insbesondere im Bereich von 1 ,33 bis 2,0.
Bevorzugt ist der Schrägungswinkel der zweiten Getriebestufe bestimmt nach folgender Formel (2):
Figure imgf000009_0001
wobei ß2 den Schrägungswinkel der zweiten Getriebestufe, dw2.i den Wälzkreisdurchmesser des ersten Stufenrads in der zweiten Getriebestufe und dwi.2 den Wälzkreisdurchmesser des ersten Stufenrads in der ersten Getriebestufe bezeichnet.
Mit anderen Worten ist erfindungsgemäß bevorzugt vorgesehen, dass in die Berechnung des Schrägungswinkels der zweiten Getriebestufe der Wert des Schrägungswinkels der ersten Getriebestufe einfließt, wie er nach Formel (1) ermittelt werden kann. Somit fließt der bei der Auslegung der ersten Getriebestufe gewählte Faktor 1/b auch in die Auslegung des Schrägungswinkels der zweiten Getriebestufe ein.
In einer weiteren Variante umfasst das Stirnradgetriebe mehr als zwei Stufenräder und mehr als zwei Getriebestufen, wobei der Schrägungswinkel der Schrägverzahnung der zweiten oder höheren Getriebestufe in Abhängigkeit des Schrägungswinkels der jeweils vorgeschalteten Getriebestufe bestimmt ist.
Mit anderen Worten wird eine Abstimmung der vorhandenen Schrägverzahnungen vorgenommen, wobei die Größe der jeweiligen Schrägungswinkel iterativ unter Berücksichtigung des Schrägungswinkels der jeweils vorhergehenden Getriebestufe ermittelt ist.
Bevorzugt ist der Schrägungswinkel der zweiten oder höheren Getriebestufe jeweils bestimmt nach folgender Formel (3):
Figure imgf000009_0002
wobei ßx den Schrägungswinkel der jeweiligen Getriebestufe x, n die Gesamtzahl der Getriebestufen, dwx.i den Wälzkreisdurchmesser des Ritzels in der jeweiligen Getriebestufe x und dw<x-i).2 den Wälzkreisdurchmesser des Stufenrads in der vorgeschalteten Getriebestufe (x-1) bezeichnet.
Der Wert von b in Formel (3) ist über die Wahl des Faktors 1/b aus Formel (1) festgelegt. Das heißt, der Wert von b in Formel (3) wird darüber festgelegt, welcher vorbestimmte Bruchteil 1/b der auf das Motorzahnrad wirkenden axialen Kraft FAXM auf die Lagerstelle der ersten Getriebestufe wirken soll.
Weitere Vorteile und Eigenschaften der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung beispielhafter Ausführungsformen, die nicht in einem einschränkenden Sinn verstanden werden sollen, und den Zeichnungen. In diesen zeigen:
- Fig. 1 eine Aufsicht auf ausgewählte Teile eines erfindungsgemäßen Gurtstraffers mit Stirnradgetriebe,
- Fig. 2 den Gurtstraffer aus Fig. 1 mit entfernten Abdeckungen,
- Fig. 3 eine perspektivische Ansicht auf die am Stirnradgetriebe aus Fig. 1 beteiligten Zahnräder,
- Fig. 4 eine Aufsicht auf die Zahnräder nach Fig. 3,
- Fig. 5 eine Schnittansicht durch den Gurtstraffer aus Fig. 1 entlang der Linie A-A, und
- Fig. 6 eine schematische Schnittdarstellung durch die Zahnräder aus Fig. 3.
In Fig. 1 ist ein erfindungsgemäßer Gurtstraffer 10 gezeigt, der in einem Sicherheitsgurtsystem zum Einsatz kommen kann, beispielsweise in einem Sicherheitsgurtsystem für Fahrzeuginsassen.
Der Gurtstraffer 10 ist mit einem Rahmen 12 eines Gurtaufrollers 14 verbunden, in dem eine Gurtspule 16 drehbar gelagert ist, um ein (nicht dargestelltes) Gurtband im Auslösefall des Gurtaufrollers 14 aufzuwickeln und eine Gurtlose zu beseitigen.
Der Gurtstraffer 10 verfügt über ein Stirnradgetriebe 18, das in einem Gehäuse 20 aufgenommen ist, wobei das Gehäuse 20 wiederum mittels eines Deckels 22 verschlossen ist. ln Fig. 2 ist der Gurtstraffer 10 mit teilweise entferntem Gehäuse 20 und ohne den Deckel 22 gezeigt.
In dieser Darstellung wird besser ersichtlich, dass das Stirnradgetriebe 18 ein Motorzahnrad 24, ein erstes Stufenrad 26 sowie ein zweites Stufenrad 28 aufweist.
Das Motorzahnrad 24 wird mittels eines Elektromotors 30 über eine Abtriebswelle 32 des Elektromotors 30 angetrieben, wobei das Motorzahnrad 24 entweder im Uhrzeigersinn oder gegen den Uhrzeigersinn angetrieben werden kann. Durch ein Kupplungssystem kann das Getriebe mit der Gurtspule gekoppelt und entkoppelt werden
Das Zusammenwirken von Motorzahnrad 24, erstem Stufenrad 26 sowie zweitem Stufenrad 28 wird in Fig. 3 deutlich.
Das Motorzahnrad 24 bildet mit dem ersten Stufenrad 26 eine erste Getriebestufe 34 und das erste Stufenrad 26 bildet mit dem zweiten Stufenrad 28 eine zweite Getriebestufe 36.
Das erste Stufenrad 26 und das zweite Stufenrad 28 sind jeweils durch eine das jeweilige Stufenrad durchlaufende Achse 38 zueinander ausgerichtet, wobei die Achsen 38 des ersten Stufenrads 26 und des zweiten Stufenrads 28 parallel zueinander verlaufen.
Die Achsen 38 weisen jeweils ein erstes axiales Ende 40 sowie ein zweites axiales Ende 42 auf.
Die ersten axialen Enden 40 sind als kragenförmige Vorsprünge 50 ausgebildet. Die Achsen 38 werden auch als Lagerpins bezeichnet.
In der gezeigten Ausführungsform sind die Achsen 38 aus Stahl. Grundsätzlich sind jedoch alle Materialien geeignet, die eine ausreichende mechanische Stabilität und Belastbarkeit aufweisen.
In Fig. 3 wird zudem ersichtlich, dass alle am Stirngradgetriebe 18 beteiligten Zahnräder, das heißt das Motorzahnrad 24, das erste Stufenrad 26 und das zweite Stufenrad 28, eine Schrägverzahnung aufweisen.
Fig. 4 zeigt eine Aufsicht auf die Zahnräder aus Fig. 3, in welcher zusätzlich die Wälzkreisdurchmesser dwi-i, dwi.2, dw2.i und dW2.2 der Zahnräder 24, 26 beziehungsweise 28 eingezeichnet sind, wobei dwi-i den Wälzkreisdurchmesser des Motorzahnrads 24 in der ersten Getriebestufe 34, dwi.2 den Wälzkreisdurchmesser des ersten Stufenrads 26 in der ersten Getriebestufe 34, dw2.i den Wälzkreisdurchmesser des ersten Stufenrads 26 in der zweiten Getriebestufe 36 und dw2.2 den Wälzkreisdurchmesser des zweiten Stufenrads 28 in der zweiten Getriebestufe 36 angibt.
Fig. 5 zeigt eine Schnittansicht durch den Gurtstraffer 10 entlang der Linie A-A aus Fig. 1.
In dieser Darstellung wird ersichtlich, dass das zweite axiale Ende 42 jeder der Achsen 38 in einer zugehörigen Aufnahme 54 des Deckels 22 aufgenommen und gelagert ist.
Die kragenförmigen Vorsprünge 50 liegen jeweils an einer Lagerstelle 51 an und sind jeweils mittels einer Spritzgussverbindung mit dem Gehäuse 20 verbunden, um die Achsen 38 parallel zueinander auszurichten und zu fixieren.
Die Stufenräder 26 und 28 sind einerseits auf den Oberseiten der kragenförmigen Vorsprünge 50 am ersten axialen Ende 40 der zugehörigen Achse 38 und andererseits am Deckel 22 nahe der Aufnahme 54 gelagert. Dies ermöglicht einen definierten Anlauf der Stufenräder 26 und 28 im Betrieb des Gurtstraffers 10 und gewährleistet einen gleichbleibenden Abstand zwischen den Stufenrädern 26 und 28.
Ferner ist in Fig. 5 zu erkennen, dass die Stufenräder 26 und 28 jeweils über Kontaktvorsprünge 56 und 58 verfügen, mit welchen der kragenförmige Vorsprung 50 bzw. der Deckel 22 kontaktiert ist. Auf diese Weise ist der Kontaktradius zwischen dem jeweiligen Stufenrad 26 bzw. 28 und dem kragenförmigen Vorsprung 50 bzw. dem Deckel 22 reduziert, wodurch die Relativgeschwindigkeit und das Bremsmoment sinkt und der Verschleiß der beteiligten Bauteile minimiert sowie der Wirkungsgrad des Gurtstraffers 10 erhöht werden kann.
In Fig. 6 ist eine schematische Schnittdarstellung der Zahnräder aus Fig. 3 gezeigt, in welcher das Motorzahnrad 24, das erste Stufenrad 26 und das zweite Stufenrad 28 nebeneinander dargestellt sind. Zusätzlich sind ausgewählte physikalische Größen eingezeichnet, welche in die Auslegung der Zahnräder einfließen.
Das Motorzahnrad 24 wird axial von der Abtriebswelle 32 des Elektromotors 30 (vgl. Fig. 2) durchlaufen, welche ein Motordrehmoment TM überträgt, eine auf das Motorzahnrad 24 wirkende axiale Kraft FAXM erzeugt und das Motorzahnrad 24 in Rotation versetzt.
In der ersten Getriebestufe 34, speziell im Zahnkontakt zwischen Motorzahnrad 24 und erstem Stufenrad 26, wird eine Axialkraft FAXVI erzeugt, welche die Rotation des Motorzahnrads 24 auf das erste Stufenrad 26 überträgt.
Das erste Stufenrad 26 rotiert um die zugeordnete Achse 38 und erzeugt in der zweiten Getriebestufe 36, speziell im Zahnkontakt zwischen erstem Stufenrad 26 und zweitem Stufenrad 28 eine Axialkraft FAXV2, welche wiederum die Rotation des ersten Stufenrads 26 auf das zweite Stufenrad 28 überträgt.
Durch die Drehbewegungen des ersten Stufenrads 26 und des zweiten Stufenrads 28 werden Drehmomente Twi bzw. Tw2 übertragen, welches wiederum Axialkräfte FAXWI bzw. FAXW2 an den ersten axialen Enden 40 der Achsen 38 verursachen, das heißt eine auf die jeweilige Lagerstelle wirkende axiale Kraft.
Um eine hohe Langlebigkeit und eine gute Laufruhe des Stirnradgetriebes 18 zu gewährleisten, werden die Schrägverzahnungen des Motorzahnrads 24, des ersten Stufenrads 26 sowie des zweiten Stufenrads 28 erfindungsgemäß so ausgestaltet, dass mindestens eine der Schrägverzahnungen über eine nicht ganzzahlige Sprungüberdeckung verfügt, insbesondere alle der Schrägverzahnungen.
Auf diese Weise wird in der ersten Getriebestufe 34 und/oder der zweiten Getriebestufe 36 ein Schrägungswinkel von weniger als 10° erreicht. Mit geringerem Schrägungswinkel sinkt auch die Größe der Axialkräfte FAXWI bzw. FAXW2, welche auf die Lagerstellen der Achsen 38 wirken, wodurch die Laufruhe des Stirnradgetriebes 18 verbessert wird.
Im Folgenden wird eine bevorzugte Methode zum Bestimmen der Schrägungswinkel der im Stirnradgetriebe 18 eingesetzten Zahnrädern erläutert. Der Schrägungswinkel ßi der Schrägverzahnung der ersten Getriebestufe 34 ist bevorzugt bestimmt nach folgender Formel (1):
Figure imgf000014_0001
wobei FAXM die auf das Motorzahnrad 24 wirkende axiale Kraft, dwi.i den Wälzkreisdurchmesser des Motorzahnrads 24 in der ersten Getriebestufe 34 (vgl. Fig. 4), TM das auf das Motorzahnrad 24 wirkende Antriebsdrehmoment und 1/b einen vorbestimmten Bruchteil der auf das Motorzahnrad 24 wirkenden axialen Kraft FAXM bezeichnet, die auf die Lagerstelle der ersten Getriebestufe 34 wirken soll, das heißt auf das erste axiale Ende 40 der Achse 38 des ersten Stufenrads 26.
Der Faktor 1/b liegt insbesondere im Bereich von 0,4 bis 0,8, das heißt b liegt insbesondere im Bereich von 1 ,25 bis 2,5.
Beispielsweise ist der Faktor 0,5, das heißt die Hälfte des auf das Motorzahnrad 24 wirkenden axialen Kraft FAXM soll auf die Lagerstelle der Achse 38 wirken.
Der Schrägungswinkel ß2 der zweiten Getriebestufe 36 wird in Abhängigkeit des nach Formel (1) ermittelten Schrägungswinkels ßi nach folgender Formel (2) ermittelt:
Figure imgf000014_0002
wobei dW2.i den Wälzkreisdurchmesser des ersten Stufenrads 26 in der zweiten Getriebestufe 36 und dwi.2 den Wälzkreisdurchmesser des ersten Stufenrads 26 in der ersten Getriebestufe 34 (vgl. Fig. 4) bezeichnet.
Kommen im Stirnradgetriebe 18 mehr als zwei Stufenräder zum Einsatz, wird der Schrägungswinkel ßx insbesondere in Abhängigkeit des Schrägungswinkels ß(x-i) bestimmt, wobei bevorzugt der Schrägungswinkel ßx der zweiten oder höheren Getriebestufe bestimmt ist nach folgender Formel (3):
Figure imgf000014_0003
wobei x die Getriebestufe, n die Gesamtzahl der Getriebestufen, dwx.i den Wälzkreisdurchmesser des Ritzels in der jeweiligen Getriebestufe x und dw<x-i).2 den Wälzkreisdurchmesser des Stufenrads in der vorgeschalteten Getriebestufe (x-1) bezeichnet. Mit anderen Worten erfolgt eine iterative Berechnung des Schrägungswinkels, wodurch eine zielgerichtete Verteilung der auf die jeweiligen Lagerstellen wirkenden Axialkräfte realisiert werden kann.
Zum Ermitteln des Schrägungswinkels ßi kann auch in diesem Fall Formel (1) herangezogen werden. Der Faktor b hat erfindungsgemäß in den Formeln (1) bis (3) den gleichen Wert.

Claims

Patentansprüche
1. Gurtstraffer für ein Sicherheitsgurtsystem, mit einem Stirnradgetriebe (18), wobei das Stirnradgetriebe (18) mindestens ein Motorzahnrad (24) und mindestens ein erstes Stufenrad (26) und ein zweites Stufenrad (28) umfasst, wobei das Motorzahnrad (24) mit dem ersten Stufenrad (26) eine erste Getriebestufe (34) und das erste Stufenrad (26) mit dem zweiten Stufenrad (28) eine zweite Getriebestufe (36) bilden, wobei das Motorzahnrad (24) sowie jedes der Stufenräder (26, 28) eine Schrägverzahnung aufweisen und der Schrägungswinkel der Schrägverzahnung der zweiten Getriebestufe (36) in Abhängigkeit des Schrägungswinkels der ersten Getriebestufe (34) bestimmt ist, und wobei die Sprungüberdeckung mindestens einer Schrägverzahnung nicht ganzzahlig ist.
2. Gurtstraffer nach Anspruch 1, wobei der Schrägungswinkel mindestens einer Getriebestufe (34, 36) kleiner als 10° ist.
3. Gurtstraffer nach Anspruch 1 oder 2, wobei jedes der Stufenräder (26, 28) mittels einer axial durch das jeweilige Stufenrad (26, 28) verlaufenden Achse (38) ausgerichtet ist, die an einer der jeweiligen Achse (38) zugehörigen Lagerstelle (51) an einem Gehäuse (20) des Gurtstraffers (10) gelagert ist.
4. Gurtstraffer nach Anspruch 3, wobei auf die den jeweiligen Stufenrädern (26, 28) zugehörigen Lagerstellen (51) mit zunehmender Getriebestufe (34, 36) eine abnehmende axiale Kraft oder auf die den jeweiligen Stufenrädern (26, 28) zugehörigen Lagerstellen (51) eine im Wesentlichen gleich große axiale Kraft wirkt.
5. Gurtstraffer nach Anspruch 3 oder 4, wobei die Achse (38) mindestens eines Stufenrads (26, 28) an einem ersten axialen Ende (40) der Achse mittels einer Spritzgussverbindung am Gehäuse (20) des Gurtstraffers (10) gelagert ist.
6. Gurtstraffer nach Anspruch 5, wobei die Achse (38) mindestens eines Stufenrads (26, 28) an einem zweiten axialen Ende (42) der Achse an einem Deckel (22) des Gurtstraffers (10) gelagert ist.
7. Gurtstraffer nach einem der Ansprüche 3 bis 6, wobei der Schrägungswinkel der Schrägverzahnung der ersten Getriebestufe (34) bestimmt ist nach folgender Formel:
Figure imgf000017_0001
wobei ßi den Schrägungswinkel der ersten Getriebestufe (34), FAXM die auf das Motorzahnrad (24) wirkende axiale Kraft, dwi.i den Wälzkreisdurchmesser des Motorzahnrads (24) in der ersten Getriebestufe, TM das auf das Motorzahnrad (24) wirkende Antriebsdrehmoment und 1/b einen vorbestimmten Bruchteil der auf das Motorzahnrad (24) wirkenden axialen Kraft FAXM, der auf die Lagerstelle (51) der ersten Getriebestufe (34) wirken soll, bezeichnet.
8. Gurtstraffer nach Anspruch 7, wobei der Schrägungswinkel der Schrägverzahnung der zweiten Getriebestufe (36) bestimmt ist nach folgender Formel:
Figure imgf000017_0002
wobei ß2 den Schrägungswinkel der zweiten Getriebestufe (36), dW2.i den Wälzkreisdurchmesser des ersten Stufenrads (26) in der zweiten Getriebestufe (36) und dwi.2 den Wälzkreisdurchmesser des ersten Stufenrads (26) in der ersten Getriebestufe (34) bezeichnet.
9. Gurtstraffer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das Stirnradgetriebe (18) mehr als zwei Stufenräder (26, 28) und mehr als zwei Getriebestufen (34, 36) umfasst, wobei der Schrägungswinkel der Schrägverzahnung der zweiten oder höheren Getriebestufe in Abhängigkeit des Schrägungswinkels der jeweils vorgeschalteten Getriebestufe bestimmt ist.
10. Gurtstraffer nach Anspruch 9, wobei der Schrägungswinkel der zweiten oder höheren Getriebestufe jeweils bestimmt ist nach folgender Formel:
Figure imgf000017_0003
wobei ßx den Schrägungswinkel der jeweiligen Getriebestufe x, n die Gesamtzahl der Getriebestufen, dwx.i den Wälzkreisdurchmesser des Ritzels in der - 16 - jeweiligen Getriebestufe x und dw<x-i).2 den Wälzkreisdurchmesser des Stufenrads in der vorgeschalteten Getriebestufe (x-1) bezeichnet.
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