WO2023187209A1 - Verbessertes schalten von axialkupplungen mit flachverzahnungen unter last - Google Patents

Verbessertes schalten von axialkupplungen mit flachverzahnungen unter last Download PDF

Info

Publication number
WO2023187209A1
WO2023187209A1 PCT/EP2023/058587 EP2023058587W WO2023187209A1 WO 2023187209 A1 WO2023187209 A1 WO 2023187209A1 EP 2023058587 W EP2023058587 W EP 2023058587W WO 2023187209 A1 WO2023187209 A1 WO 2023187209A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
clutch
axial
coupling
helix angle
pairing
Prior art date
Application number
PCT/EP2023/058587
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Wilfried Donner
Julian Donner
Original Assignee
Wilfried Donner
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Family has litigation
First worldwide family litigation filed litigation Critical https://patents.darts-ip.com/?family=82702518&utm_source=google_patent&utm_medium=platform_link&utm_campaign=public_patent_search&patent=WO2023187209(A1) "Global patent litigation dataset” by Darts-ip is licensed under a Creative Commons Attribution 4.0 International License.
Application filed by Wilfried Donner filed Critical Wilfried Donner
Publication of WO2023187209A1 publication Critical patent/WO2023187209A1/de

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D41/00—Freewheels or freewheel clutches
    • F16D41/18—Freewheels or freewheel clutches with non-hinged detent
    • F16D41/185—Freewheels or freewheel clutches with non-hinged detent the engaging movement having an axial component
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D11/00—Clutches in which the members have interengaging parts
    • F16D11/08—Clutches in which the members have interengaging parts actuated by moving a non-rotating part axially
    • F16D11/10—Clutches in which the members have interengaging parts actuated by moving a non-rotating part axially with clutching members movable only axially
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D11/00—Clutches in which the members have interengaging parts
    • F16D2011/008—Clutches in which the members have interengaging parts characterised by the form of the teeth forming the inter-engaging parts; Details of shape or structure of these teeth

Definitions

  • the present invention relates to an arrangement of planetary gears or spur gears that can be switched into different gears and which has at least one axial clutch, each of which is optionally kept closed by a pressing force of a spring on an axially toothed clutch ring, which engages with control fingers in a control groove of a control cylinder whose rotation for the purpose of shifting gears, the clutch ring engages or disengages the clutch in question by a switching force occurring on the groove side wall, which is directed against the pressure force.
  • the toothing in particular a) a coupling toothing and a spur gear or b) a coupling toothing and a running toothing of the spur gears or c) a plug-in toothing and a running toothing of the spur gears of a planetary gear or a spur gear, is designed in this way with regard to the inclination of the gearing /are that the torque-dependent axial forces that occur under drive load act in the opening direction of an axial coupling, and which are caused by the contacting coupling teeth and the contacting plug connection teeth or between the contacting coupling teeth and the contacting impeller teeth, or between The contacting plug connection teeth and the contacting impeller teeth largely compensate for static friction that acts in the opposite direction to the decoupling of the axial clutch, with the resulting reaction forces occurring on the coupling elements being absorbed in support elements on adjacent transmission components.
  • the spur gear or the planetary gear is arranged in a housing, which is connected to the frame of a vehicle driven by at least one wheel and movable over a roadway, either fixedly or by means of a torque support connected to an axle in a rotationally and axially fixed manner.
  • the frame provides a directional reference to the road. Typically, at least two wheels provide the directional reference between the frame and the road. In the case of only one drive wheel without additional wheels, the directional reference can be established by the driver (unicycle) or by a control system (segway).
  • the present case is preferably based on a two-wheeler, which is driven by at least one of the wheels.
  • the gearbox is arranged between two shafts.
  • the drive can, for example, comprise a shaft driven by muscle power via a pedal and/or a shaft driven by a motor.
  • a shaft in the sense of this invention is a component that can absorb or transmit torque.
  • At least one axial coupling is arranged within the transmission, which couples an incoming shaft with an outgoing shaft in such a way that coupling or uncoupling between the incoming shaft and the outgoing shaft is controlled via an actuator.
  • the incoming shaft and the outgoing shaft are in the gear housing of the spur gear and usually in the gear housing of the planetary gear rotatably mounted.
  • one of the shafts can be connected in a twisted manner to the gear housing or the main axis.
  • the amount of the axial force corresponds to the axial component of the friction force. This angle is referred to below as the friction angle ⁇ .
  • the friction angle ⁇ of the pairs of active surfaces depends on the material pairing of the opposing coupling materials in the axial coupling and the lubrication between the pairs of active surfaces.
  • the temperature at the axial coupling also has an influence, but can be neglected in the temperature range of typical transmission applications. Another factor is the time that the pairs of active surfaces are under load.
  • the term effective surface pair refers to the surfaces that contain the forces caused by the applied torque are transferred from the driving clutch part to the driving clutch part when the clutch is closed.
  • the axially movable part of an axial coupling obtains the degree of freedom necessary for coupling into the axially fixed coupling part by means of a plug-in toothing, the axial mobility of the component carrying the coupling teeth being due to the axial displaceability of the component with the coupling toothing inherent in a plug-in toothing compared to an axially closely guided, driving component is achieved, the axial coupling can be opened and closed using the actuator provided. This enables potential rotation of the coupled shaft through the flat-toothed axial coupling.
  • the axial force required to open the axial coupling to overcome the friction between the active surfaces of the spline and the active surfaces of the flat-toothed coupling splines depends, in addition to the torque to be transmitted, on the material pairing of the pair of active surfaces of the spline, their pitch circle diameter and on the material pairing of the pair of active surfaces as well as the average pitch circle diameter the clutch teeth.
  • the mean pitch circle radius of the coupling teeth is to be understood as the mean radius of the circular ring that just completely encloses the radially aligned coupling teeth.
  • the axially movable part of an axial clutch receives the degree of freedom necessary for coupling into the axially fixed coupling part by means of a running toothing, the axial mobility of the gear carrying the clutch teeth being due to the axial displaceability of the gear with the clutch toothing inherent in a running toothing compared to an axially closely guided, driving gear is achieved, the axial coupling can be opened and closed using the provided actuator. This enables potential rotation of the coupled shaft through the flat-toothed axial coupling.
  • the axial force required to open the axial clutch to overcome the friction between the active surfaces of the running gear and the active surfaces of the flat-toothed clutch gearing depends, in addition to the torque to be transmitted, on the material pairing of the pair of active surfaces of the running gear, their pitch circle diameter and on the material pairing of the pair of active surfaces and the average pitch circle diameter the clutch teeth.
  • the axially movable part of an axial coupling receives the degree of freedom necessary for coupling into the axially fixed coupling part by means of a running toothing and a spline, the axial mobility of the gear carrying the coupling teeth being due to the axial displaceability of the gear with the coupling toothing and the spline inherent in a running toothing and a spline Plug-in toothing compared to an axially closely guided driving gear is achieved, the axial clutch, which is opened indirectly via an actuator when opening into the freewheeling mode and closed by means of a return spring when the drive torque of the driving gear is lost. This enables potential rotation of the disengaged shaft relative to the previously coupled shaft.
  • the axial force required to open the axial coupling to overcome the friction between the active surfaces of the running gear and the active surfaces of the spline depends, in addition to the torque to be transmitted, on the material pairing of the pair of active surfaces of the running gear, their pitch circle diameter and on the material pairing of the pair of active surfaces and the pitch circle diameter of the spline away. Since the axial clutch switches to freewheeling mode when opened, there are no frictional forces between the effective surfaces of the clutch teeth. With a clutch of this type, the drive shaft is changed under load. The following applies: the smaller the respective radius, the greater the friction force for a given torque.
  • the present invention further solves the problem by means of a method for dimensioning the axial couplings according to the invention, taking into account the geometric and tribological conditions with the following steps:
  • Material pairing MP2 involved active surface pair WP2 using usual methods on the object and/or from a table
  • the axial coupling to support the decoupling process of the axial coupling, it includes a plug-in toothing in a first active surface pairing WP1 with material pairing MP1 and a coupling toothing in a second active surface pairing WP2 with material pairing MP2.
  • the helix angle ⁇ 1 is formed by a helix angle ⁇ S of the spline.
  • the helix angle ⁇ 2 is formed by a helix angle ⁇ K of the coupling teeth.
  • the pitch circle radius r 1 is formed by a pitch circle radius r S of the spline.
  • the pitch circle radius r 2 is formed by a mean pitch circle radius r K of the clutch teeth.
  • the coefficient of friction ⁇ 1 results from the first material pairing MP1 of the spline with a coefficient of friction ⁇ S .
  • the coefficient of friction ⁇ 2 results from the second material pairing MP2 of the clutch teeth with a coefficient of friction ⁇ K .
  • the axial coupling to support the decoupling process of the axial coupling, it includes a plug-in toothing in the first active surface pairing WP1 with material pairing MP1 and a running toothing in the second active surface pairing WP2 with material pairing MP2.
  • the helix angle ⁇ 1 is formed by a helix angle ⁇ S of the spline.
  • the helix angle ⁇ 2 is formed by a helix angle ⁇ L of the running teeth.
  • the pitch circle radius r 1 is formed by a pitch circle radius r S of the spline.
  • the pitch circle radius r 2 is formed by a pitch circle radius r L of the running teeth.
  • the coefficient of friction ⁇ 1 results from the first material pairing MP1 of the spline with a coefficient of friction ⁇ S .
  • the coefficient of friction ⁇ 2 results from the second material pairing MP2 of the running gear with a coefficient of friction ⁇ L .
  • the axial clutch includes a clutch toothing in the first active surface pairing WP1 with material pairing MP1 to support the decoupling process of the axial clutch and a running toothing in the second active surface pairing WP2 with material pairing MP2.
  • the helix angle ⁇ 1 is formed by a helix angle ⁇ K of the coupling teeth.
  • the helix angle ⁇ 2 is formed by a helix angle ⁇ L of the running teeth.
  • the pitch circle radius r 1 is formed by a mean pitch circle radius r K of the clutch teeth.
  • the pitch circle radius r 2 is formed by a pitch circle radius r L of the running teeth.
  • the coefficient of friction ⁇ 1 results from the first material pairing MP1 of the clutch teeth with a coefficient of friction ⁇ K .
  • the coefficient of friction ⁇ 2 results from the second material pairing MP2 of the running gear with a coefficient of friction ⁇ L .
  • a first shaft 200 can be coupled and uncoupled with a second shaft 220, controlled by an actuator 140, comprising a first pairing of active surfaces WP1 with a first helix angle ⁇ 1 and a second pairing of active surfaces WP2 with a second helix angle ⁇ 2 , whereby the first helix angle ⁇ 1 comprises an angular range of 0 degrees to 30 degrees relative to an imaginary plane through an axis of rotation 210 and the second helix angle ⁇ 2 comprises an angular range of 0 degrees to 30 degrees relative to an imaginary plane through an axis of rotation 210 and the sum of the helix angles ⁇ 1 plus ⁇ 2 , about which one Torque-dependent axial force A GES can be generated and which supports the uncoupling process of the axial coupling 100 under load, encompasses an angular range of 3 degrees to 35 degrees.
  • the axial coupling 100 includes, in the first pairing of active surfaces WP1, a spline 113 with at least one tooth 112 and the first helix angle ⁇ 1 comprises a helix angle ⁇ s and in the second pairing of active surfaces WP2 a coupling toothing 114 and the second helix angle ⁇ 2 comprises a helix angle ⁇ K.
  • a coupling ring 130 of the coupling toothing 114 can be provided, which comprises an asymmetrical toothing 131 with at least one tooth 112, further comprising a flank 132 which has the angle ⁇ K.
  • the coupling ring 130 is designed to be controllable in an opening direction x by an actuator 140, with the axial force A GES supporting the opening of the axial coupling 100 in the opening direction x.
  • the axial coupling 100 comprises, in the first pairing of active surfaces WP1, a spline 113 with at least one tooth 112 and the first helix angle ⁇ 1 comprises a helix angle ⁇ s and in the second pairing of active surfaces WP2 a running toothing 600 and the second helix angle ⁇ 2 comprises a helix angle ⁇ L.
  • the axial coupling 100 includes, in the first pairing of active surfaces WP1, a coupling toothing 114 with at least one tooth 112 and the first helix angle ⁇ 1 comprises a helix angle ⁇ K and the second pairing of active surfaces WP2 comprises a running toothing 600 and the second helix angle ⁇ 2 comprises a helix angle ⁇ L .
  • the first material pairing MP1 and the second material pairing MP2 of the axial coupling 100 can each be one of the material pairings of steel, bronze, beryllium copper, aluminum, aluminum multi-material bronze, ceramic, carbon or carbon fibers individually, for example steel on steel, aluminum on aluminum etc. or in combination, for example steel on Aluminum or steel on bronze etc. to ensure safe coupling and disengagement.
  • a ten-speed hub gear which consists of a five-speed input gear EGG and a downstream gear NSG, which has a direct gear and one with a speed ratio to a high speed.
  • direct gear the NSG downstream transmission rotates in the block with the KHR clutch open and in overdrive the KHR clutch is closed. Due to the large gear ratio, around 35% of the input torque is transferred to the hub sleeve, with 65% remaining for the counter torque to be absorbed by the main axis. This torque is to be shifted by the KHR clutch when the NSG downstream transmission is switched from overdrive to direct gear.
  • the axially fixed part of the clutch KHR is firmly connected to the ring gear HR5 via a side wall (see Fig. 3a).
  • the axial restriction of the movement space of the KHR coupling is ensured on the one hand by the center sleeve MH and the output-side flange of the main axis HA.
  • the axially movable part of the clutch KHR is directly connected to the main axis HA in a rotationally fixed manner via the splines and is controlled by a shift finger from the control groove NHR in the shift drum ST.
  • To open the clutch KHR are to overcome both the static friction between the displaceable coupling part and the main axis HA and the static friction between the adjacent surfaces of the coupling teeth.
  • the torque-dependent axial forces are generated in the opening direction of the axial clutch by a twisted position of the normal of the effective surfaces of the interlocking clutch teeth.
  • the normals advantageously have such an angle ⁇ K with the orthogonal to the rotation axis of the gearbox that, in the limit case, compensation of the frictional forces against the axial forces is achieved according to equation /10/.
  • the control groove NHR is retained.
  • the control groove NHR is designed with a constant width adapted to the switching fingers over the entire rotation angle of the switching drum, as shown in Fig. 3c, so that the axial clutch remains securely closed in the closed state.
  • An axial clutch that can be switched under load refers to a block recirculating clutch that connects or separates two rotating parts.
  • it is a clutch K70 of a ten-speed hub gear from the German patent application DE 10 2021 129 423 A1.
  • the reference symbols used there are also used and supplemented here.
  • the K70 clutch connects a sun gear SR3 with a center sleeve MH, which also serves as a partial web for the output-side part of an input gear EGG serves.
  • the movable part of the axial coupling is guided axially movably and secured against rotation inside the center sleeve MH by means of a spline.
  • the axially fixed part of the clutch K70 is housed in one piece on the output side of the axially closely guided sun gear SR3.
  • the movable part of the coupling K70 has an annular collar inside, which is used as a contact surface for a sliding ring that is axially movable and secured against rotation on the main axis HA.
  • the sliding ring is designed in such a way that the collar is tightly guided inside the movable coupling part K70 in a freely rotating manner by a non-rotating, spring-loaded stop disk and an axially offset stop surface of the sliding ring.
  • the axial length of the shoulder is only slightly larger than the wall thickness of the internal annular collar of the movable coupling part. This avoids a clamping effect.
  • a spring F71 acting in the opening direction secures the open position of the clutch K70.
  • a spring F70 acting in the closing direction supports the closing process of the clutch K70, since a lane change takes place in a control groove N70 on a switching drum ST.
  • a bevel of the spline and the coupling spline can be used in combination.
  • the clutch teeth are preferably set at an angle here.
  • a further preferred embodiment of the present invention of an axial clutch that can be switched under load relates to a clutch which is arranged on the outer surface of a rotating coaxial to a main axis HA Sleeve sits and is actuated through this sleeve.
  • An example of this version is the clutch 90 from the German patent application DE10 2018 007 326 A1.
  • the control of the axial coupling which is supported by the helix angle during decoupling, takes place selectively via at least one actuator.
  • the compensation of the frictional forces can preferably be divided between the splines and/or the coupling splines.
  • a further preferred embodiment of the present invention of an axial clutch that can be switched under load relates to an axial clutch that works as a follower lock of a sun gear and must be switched under load.
  • Clutches of this type can be found in the German patent application DE 10 2018 007 326 A1 and in the German patent application DE 10 2021 129 423 A1, in particular the clutches 40 and K40 of the EGG input gear there.
  • This input gear has a complete planetary gear in the first partial gear with sun, planet and ring gear, the drive of which is the planet carrier and the output takes place via the ring gear.
  • the sun gear is set or released so that it cannot rotate. A tracking lock is required for this.
  • the axial clutch When releasing the axially closely guided sun gear, the axial clutch must be opened under load.
  • the movable coupling part is now guided concentrically to this, in a rotationally fixed, axially displaceable manner by means of a spline and to support the switching process, the splines are preferably with a helix angle ßs and the Effective surfaces of the clutch teeth are rotated relative to an imaginary plane by the axis of rotation 210 by the angle ⁇ K.
  • the rotationally fixed and axially fixed part of the axial coupling is preferably connected to the main axis HA via a spline.
  • the axial securing is made, as shown in Fig. 5a, with screws that engage in holes adapted to the screw.
  • Fig. 5c Shown in Fig. 5c is the control of the axial clutch in the case of compensation and overcompensation of the frictional forces.
  • the control of the axial clutch corresponds to that of the K70 clutch. In the event of undercompensation, what is described there also applies here.
  • the present invention comprises an axial coupling with a first shaft and with a second shaft, which can be coupled and uncoupled under the control of an actuator, comprising a first pairing of active surfaces WP1 with a first helix angle ⁇ 1 and a second pairing of active surfaces WP2 with a second helix angle ⁇ 2 , where the first helix angle ⁇ 1 comprises an angular range from 0 degrees to 30 degrees and the second helix angle ⁇ 2 comprises an angular range from 0 degrees to 30 degrees and the sum of the helix angles ⁇ 1 plus ⁇ 2 over which a torque-dependent axial force
  • a GES can be generated and which supports the uncoupling process of the axial coupling under load, covers an angular range of 3 degrees to 35 degrees.
  • Axial couplings are preferably used in two-wheelers driven exclusively by pedal or manual drive, or in additionally or exclusively motor-driven two-wheelers, in particular in e-bikes or bicycles and cargo bikes supported by electric motors.
  • Fig. 1a an axial coupling in the prior art with straight teeth
  • Fig. 1 b an axial coupling according to the invention with helical teeth
  • Fig. 1c an orthogonal view in the direction of the axis of rotation with a
  • Fig. 1d the detail from Fig. 1c supplemented by the sketch of a blunt double wedge as a model for the movable coupling part, which is used to derive the design method
  • Fig. 1e a model of the clutch assembly from Fig. 1b, supplemented by a force plan at a torque that would like to rotate the sun gear clockwise when viewed from the left,
  • Fig. 2 the schematic gear section of a rear wheel hub from the
  • Fig. 3a the installation situation of a preferred KHR clutch
  • Fig. 3b a preferred embodiment of a control groove NHR for the
  • Fig. 3c a further preferred embodiment of a control groove NHR for the case of compensation or overcompensation of the axial forces
  • Fig. 3d the installation situation of a KSR clutch, which is indirectly connected by means of a
  • Clutch KHR is switched automatically via inclined running and/or splines
  • Fig. 4a a preferred embodiment of a switchable under load
  • Coupling K70 which is a block recirculating clutch
  • Fig. 4b a preferred embodiment of a development of the control groove
  • Fig. 4c a preferred embodiment of a control groove N70 for the case of undercompensation
  • Fig. 5a a preferred embodiment of an installation situation
  • Fig. 6 a preferred embodiment of an installation situation
  • Fig. 7 a preferred embodiment of a section of a
  • Embodiments of the present invention are described below only as examples. These examples represent the best ways of putting the invention into practice currently known to the applicant, although of course these are not the only ways in which this could be accomplished.
  • the description sets forth the functions of the example and the sequence of steps for designing and operating the example. However, the same or equivalent functions and sequences may be achieved from other examples.
  • Fig. 1a shows an axial coupling in the prior art with straight-toothed splines and orthogonal coupling teeth.
  • Fig. 1 b shows an axial coupling according to the invention with helical splines and effective surfaces of the coupling teeth tilted relative to an imaginary plane through the axis of rotation.
  • a first shaft 200 carries a torque M1 into the axial clutch 100.
  • the first shaft 200 is connected either via a toothing (not shown) or firmly to a spur gear 120.
  • a second shaft 220 takes over a torque M2 in the coupled state of the axial clutch 100, which is equal in magnitude to M1.
  • the first shaft 200 and the second shaft 220 are in principle rotatably mounted in a gear arrangement about a rotation axis 210 both in the case of a spur gear and in the case of a planetary gear.
  • the first shaft 200 or the second shaft 220 can also be fixed axially and in a rotationally fixed manner.
  • the axial clutch 100 comprises a clutch ring 130, which in the engaged state engages in a clutch toothing 114, which is twisted or alternatively connected in one piece to a plug-in toothing 113.
  • the spline 113 is axially displaceable and connected to the spur gear 120 in a twisted manner.
  • the spline 113 includes at least one tooth 112, which has a helix angle ⁇ S of 0 degrees to 30 degrees.
  • the coupling ring 130 comprises at least one asymmetrical tooth 131, which in the engaged state engages in a likewise asymmetrical toothing 114 of the movable coupling part 110.
  • the asymmetrical teeth 131, 114 have a steep flank 132 and a flatter ramp 133 (see Fig. 1d).
  • the ramp 133 has a helix angle ⁇ 3 in the range of 45 degrees to 75 degrees compared to an imaginary plane through the axis of rotation 210 (see FIG. 1d). This serves to safely overcompensate the friction forces so that the clutch can work as a freewheel.
  • the flank 132 has a helix angle ⁇ K in the range from 0 degrees to a maximum of 30 degrees relative to an imaginary plane through the axis of rotation 210 (see FIG. 1d).
  • the two helix angles ⁇ S and ⁇ K or the two helix angles ⁇ L and ⁇ K or the two helix angles ⁇ L and ⁇ S each total 3 degrees to 35 degrees, in particular 5 degrees to 22 degrees and preferably 7 degrees to 20 degrees and provide the axial forces A S and A K required to support separation of the axial coupling 100 under load (see Fig. 1e).
  • the axial forces A S and A K support the opening of the axial clutch 100 in the opening direction x as soon as the clutch ring 130 is controlled in the opening direction x by an actuator 140 (see FIG. 1 e).
  • the sum of the two helix angles ⁇ S plus ⁇ K or ⁇ L plus ⁇ K or ⁇ L plus ⁇ S has a value in the range between 3 degrees and 35 degrees, in particular in the range between 5 degrees and 22 degrees, preferably in the range between 7 degrees and 20 degrees .
  • the axial force components A S and A K help to overcome the friction forces R S and R K. This makes it possible to generate undercompensation, compensation or overcompensation of the friction forces R S and R K.
  • the axial forces A S and A K depend on the difference between the amount of the input torque acting on the axial clutch 100 of the respective gear stage to be disengaged and the amount of the output torque of the respective gear stage to be disengaged.
  • the axial forces A S and A K support the opening of the axial clutch 100 in the opening direction x as soon as it is controlled in the opening direction x by an actuator 140 (see FIG. 1e).
  • the preferred materials used are steel and aluminum or steel and steel. But there are also other materials in combination with steel or in combination with one another, such as aluminum bronze, bronze, beryllium copper, brass, industrial ceramics or solid or surface-coated components with a low-friction but tribologically resistant surface, for example made of carbon or carbon fibers, in order to be able to realize the smallest possible friction angles ⁇ S and ⁇ K , which ensure safe coupling and disengagement between the movable coupling part 110 and the even under high loads and strong external vibrations Coupling ring 130 must be ensured.
  • the axial coupling comprises a material pairing between the coupling ring 130 and the clutch toothing 114 and between the spline 113 and the guide of the spur gear 120 a material pairing made of steel, aluminum, aluminum multi-material bronze, bronze, beryllium copper, brass, industrial ceramics or solid or surface-coated components carbon or carbon fibers to ensure safe engagement and disengagement between the lock and the clutch ring.
  • the movable coupling part 110 is accessed via optional springs 111; 111' exerts a force closing the clutch relative to a fixed housing part or an axially rigid component (see Fig. 1e).
  • the movable coupling part 110 is guided in an axially movable manner via the spur gear 120.
  • the spur gear 120 has a spline on the inside with a helix angle ⁇ S.
  • Fig. 1c shows an orthogonal view in the direction of the axis of rotation with a cutout mark.
  • Fig. 1d shows the detail from Fig. 1c supplemented by the sketch of a blunt double wedge as a model for the movable coupling part, which is used to derive the design process.
  • the example is one on the movable coupling part 110 with splines Tooth 112 of the spline, the helix angle ⁇ S and using the example of a tooth of the coupling toothing 114, the helix angle ⁇ K , which together form a derived axially movable wedge model, which is shown in more detail in Fig. 1e.
  • Fig. 1e shows a model of the clutch assembly from Fig. 1b, supplemented by a force plan at a torque that would like to rotate the sun gear clockwise when viewed from the left.
  • the double wedge which represents a problem analogous to an axial coupling with a spline and a coupling spline.
  • the wedge is the moving part of the clutch.
  • the normal forces N i act on the effective surfaces. This results in the frictional forces that act parallel to the tooth flanks:
  • the tangential component of the normal force Ni * cos( ⁇ i ) must be applied by the applied tangential force F i .
  • the friction force also has a component R i * sin( ⁇ i ) in the direction of the applied tangential force, which it also has to apply. So the following applies:
  • N i F i / (cos( ⁇ i ) + ⁇ i * sin( ⁇ i )) /3/
  • a helix angle that satisfies this relation is also called a friction angle ⁇ i .
  • the total axial force acting on the moving part of the coupling is the sum of the axial forces of the plug and coupling teeth, i.e.:
  • ⁇ K ⁇ K - (r K / r S ) * ( ⁇ S - ⁇ S ) /11/
  • the derivation is analogous for the further embodiments according to the invention comprising an inclination of a plug and a running toothing or a running and a coupling toothing.
  • Fig. 2 shows a rear wheel hub with a multi-speed gearbox, which is formed from planetary gears, which engage in spiral grooves N24 to N74, NSR, NHR in a shift drum by means of axially displaceable sliding rings with shift fingers, the shift fingers also in radial slots oriented parallel to the gear axis a hollow main axis HA enclosing them are guided and different gears can therefore be switched by releasing radially extending clutch rings with axial teeth according to the invention in a spring-loaded manner through the sliding rings, the multi-speed transmission arranged on the main axis starting from a drive sleeve AH consists of a five-speed gearbox as an input gearbox EGG, which consists of a two-stage and a subsequent single-stage planetary gearbox, as well as a subsequent single-stage planetary gearbox that converts to high speed as
  • At least two of the planetary gears PR1, PR2 are identical to one another and these have interconnected annular ring gears HR2-3, and the planet carriers PT2, PT3 of these two planetary gears are axially and radially supported against each other with an intermediate bearing ZL.
  • the sun gear SR5 of the downstream transmission NSG is mounted on the center sleeve MH and is axially displaceable and non-rotatably connected to the hub sleeve NH, and can be coupled according to the invention with a sun gear clutch KSR with the output-side planet carrier PT3 of the input gear EGG, and the ring gear HR4 of the downstream transmission NSG is close to the axis of the main axis HA can be coupled with a KHR ring gear clutch according to the invention.
  • Fig. 3a shows the installation situation of a clutch KHR of a preferred embodiment of the invention.
  • Fig. 3b shows a preferred embodiment of a development of the control groove NHR on the switching drum ST and the locking positions KR of the switching positions G1-G10.
  • Fig. 3c shows a preferred embodiment of a control groove NHR for the case of compensation or overcompensation of the axial forces.
  • 3d shows a further simplified embodiment of the downstream transmission, in which the sun gear clutch KSR is not switched from the shift drum ST, but rather the thrust forces of a helical gearing of the downstream gearing and/or the helical gearing of the plug-in gearing of the torque transmitter in the hub sleeve NH are used that the sun gear clutch KSR is always automatically opened or closed against a spring force, opposite to the actively switched ring gear clutch KHR. Accordingly, in direct gear, the sun gear clutch KSR is closed and the ring gear clutch KHR is opened.
  • the downstream transmission therefore runs as a block.
  • the running gear bevel and/or the spline bevel is oriented in such a way that the sun gear SR5 moves away from the fixed part of the clutch KSR under load due to the axial force and the ring gear HR5 experiences an opposite force, which with the axial support bearing ASL against the hub sleeve NH is supported.
  • the torque transmitter D5 is connected to the hub sleeve NH in a rotationally fixed but axially movable manner and is connected in a rotationally fixed and axially fixed manner to the sun gear SR5.
  • the sun gear clutch KSR When the downstream transmission NSG is at a standstill or in direct gear, the sun gear clutch KSR is closed by means of the return spring F5, which supports the torque transmitter D5 axially against the hub sleeve NH. This movement is through one Stop in the hub sleeve NH limited.
  • the axial forces of the ring gear HR5 are absorbed directly via an axially loadable rolling bearing between the hub sleeve NH and the ring gear HR5, and/or via an axial support element ASE on the main axis HA.
  • the switching process is supported by the fact that when the ring gear clutch KHR is closed, the sun gear SR5 overtakes the planet carrier PT5 and thus switches to freewheeling mode, whereby the orientation of the clutch teeth also ensures that the clutch KSR is opened.
  • the drive of the hub sleeve NH changes from the center sleeve MH to the sun gear SR5 without interrupting the load.
  • Fig. 4a shows a preferred embodiment of a clutch K70 according to the invention that can be switched under load. It is a block recirculating clutch that connects or separates two rotating parts. For example, it is the K70 clutch of a 10-speed hub gear from the patent application DE 10 2021 129 423.1. This coupling is designed here according to the invention. The reference symbols used there are also used and supplemented here.
  • the clutch K70 designed according to the invention in this system example, connects the sun gear SR3 with the center sleeve MH, which also serves as a partial web for the output-side part of the input gear.
  • the movable part of the coupling is axially movable and secured against rotation inside the center sleeve by means of a spline.
  • the axially fixed part of the clutch is housed in one piece on the output side of the axially closely guided sun gear SR3.
  • the movable part of the coupling has an annular collar on the inside, which is used as a contact surface for the sliding ring, which is axially movable and secured against rotation on the main axis.
  • the sliding ring is designed in such a way that the collar is tightly guided inside the movable coupling part in a freely rotating manner by a non-rotating, spring-loaded stop ring and an axially offset stop surface of the sliding ring.
  • the axial length of the shoulder is only slightly larger than the wall thickness of the internal annular collar of the movable coupling part. This avoids a clamping effect.
  • the spring F71 acting in the opening direction secures the open position of the clutch.
  • the spring F70 which acts in the closing direction, supports the closing process of the clutch, since a lane change takes place in the control groove N70 on the shift drum ST. If the static friction is only partially compensated, the sliding ring and the thrust washer are installed rotated by 180 degrees and the spring F71 is omitted. Because now, supported by the axial forces, the K70 clutch is opened against the spring force of the F70. This also applies to the other examples.
  • a bevel of the splines and the coupling splines can be used in combination.
  • the clutch teeth are preferably set at an angle here.
  • the axial forces A S and A K support the opening of the axial clutch 100 in the opening direction x (also shown in FIG. 1e) as soon as it is controlled by an actuator 140.
  • Fig. 4b shows a preferred embodiment of a development of the control groove N70 on the switching drum ST and the locking positions KR of the switching positions G1-G10 in the case of undercompensation.
  • Fig. 4c shows a preferred embodiment of a control groove N70 for the case of compensation or overcompensation.
  • the shift finger SF is closely guided by both flanks of the control groove N70.
  • Fig. 5a shows a preferred embodiment of an installation situation of a coupling K40 according to the invention in an isolated and more detailed representation with compensation or overcompensation of the axial forces.
  • helical splines and/or helical coupling teeth are used. It is a planetary stage whose drive is a planet carrier and the output is via a ring gear.
  • a sun gear SR2 is set or released in a rotationally fixed manner. A tracking lock is required for this.
  • the clutch K40 When releasing the sun gear SR2, the clutch K40 must be opened under load.
  • the movable coupling part is guided concentrically, non-rotatably and axially displaceable by means of a spline SST.
  • the spline SST is rotated with a helix angle ⁇ S and/or the active surfaces of the clutch tooth system are rotated by the angle ⁇ K with respect to an imaginary plane through the axis of rotation of the transmission.
  • the rotationally fixed and axially fixed part of the coupling K40 is connected to the main axis HA via a spline SST.
  • the axial securing is preferably, as shown in FIG. 5a, produced by means of screws which engage in bores adapted to the screw. Shown in Fig. 5c is the control of the axial clutch in the case of compensation and overcompensation of the frictional forces.
  • the control of clutch K40 corresponds to that of clutch K70. In the event of undercompensation, what is described there also applies here.
  • the axial forces A S and A K support the opening of the axial clutch 100 in the opening direction x (also shown in FIG. 1e) as soon as it is controlled by an actuator 140.
  • Fig. 5b shows a preferred embodiment of a groove N40 for the case of undercompensation.
  • Fig. 5c shows a preferred embodiment of a groove N40 for the case of compensation or overcompensation.
  • FIG. 6 shows a preferred embodiment of an installation situation of a clutch K90.
  • a preferred embodiment of the present invention for such a transmission is shown schematically in FIG.
  • the output-side clutch K90 of the downstream transmission NSG shown there is controlled via two cascaded shift fingers, one of which is guided with little play in a groove N94 in the shift drum ST and the second of which passes through the rotating output sleeve H and controls a clutch ring 130.
  • Two springs F90 and F91 center the stacked shift fingers.
  • an axial coupling 100 is placed closer to a main axis.
  • the axial coupling 100 lies in a rotating sleeve H.
  • a helical toothing used to make switching easier is arranged between a planet carrier PT and a coupling half on the output side. Shift fingers SF and centering springs also act on this. There is no need to stack shift fingers SF, which significantly simplifies design and production.
  • axial forces A S and A K support the opening of the axial clutch 100 in the opening direction x (also shown in FIG. 1e) as soon as it is controlled by an actuator 140.
  • Fig. 7 shows a section of the input gear EGG with at least one axial clutch 100 according to the invention.
  • the two symmetrical planetary gears with the planetary gears PR2 and PR3 are provided with symbolically represented helical gears.
  • the resulting axial forces are directed as indicated by the arrows on the sun gears SR2, SR3 and on the ring gears HR2 and HR3, namely in the opening directions of the clutches K40, K50 according to the invention.
  • Closing springs F40, F50 are opposed to the opening forces A S and A K. This means that relatively moderate switching forces are required on the switching fingers, each of which engages in a loose fit in control grooves N40, N50, in order to achieve switching of the axial clutches even under high transmission loads.
  • the release springs F41, F51 are dimensioned so that the sliding rings secure open clutch positions, even if no auxiliary power from the helical gearing is available when there is no or low gear load.
  • sun gears and the associated coupling ring are to be manufactured in one piece.
  • a clutch travel between the closing and opening states of only approx. 1.5 mm is sufficient.
  • the K40 clutch works as a follower lock and the K50 clutch works as a backstop.
  • the helical toothing is located on the one hand on the running toothing and on the other hand also in the coupling toothing. This is due to the geometric and tribological situation, as only the K40 clutch has to be switched under load.
  • FIG. 1e The axial force A GES supports the opening of the axial clutch 100 in the opening direction x as soon as it is controlled in the opening direction x by an actuator 140 (see FIG. 1e).
  • Figures 2 to 7 show a clutch assembly or sections of a clutch assembly comprising a planetary gear with at least one axial clutch 100 with an axially displaceable clutch ring 130 for actuating an axially toothed axial clutch 100, which on the one hand is acted upon by a closing spring 111, 111 'with a closing force and also with at least one actuator 140, comprising at least one shift finger engaging in a partially coiled guide groove of a shift drum, so that in predetermined rotational positions of the same, the groove side wall exerts a switching force against the closing force on the shift fingers and thereby opens the axial clutch 100 and thus a different switching state of the respective one Produce gear stage, characterized in that the toothing of the planetary gear is designed as a helical toothing in such a way that torque-
  • K20, K30, K40 clutches first partial transmission
  • K50, (K60), K70, K80 clutches second partial transmission

Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Axialkupplung mit einer ersten Welle und mit einer zweiten Welle, welche gesteuert durch einen Aktuator kuppelbar und entkuppelbar ist, umfassend eine erste Wirkflächenpaarung mit einem ersten Schrägungswinkel und eine zweite Wirkflächenpaarung mit einem zweiten Schrägungswinkel, wobei der erste Schrägungswinkel einen Winkelbereich von 0 Grad bis 30 Grad gegenüber einer gedachten Ebene durch eine Rotationsachse und der zweite Schrägungswinkel einen Winkelbereich von 0 Grad bis 30 Grad gegenüber einer gedachten Ebene durch eine Rotationsachse umfasst und die Summe der Schrägungswinkel über welche eine drehmomentabhängige Axialkraft erzeugbar ist und welche den Entkupplungsvorgang der Axialkupplung unter Last unterstützt, einen Winkelbereich von 3 Grad bis 35 Grad umfasst. Ferner betrifft die vorliegende Erfindung ein Verfahren zur Dimensionierung einer Axialkupplung.

Description

Verbessertes Schalten von Axialkupplungen mit Flachverzahnungen unter Last
1. Technisches Gebiet
Die vorliegende Erfindung betrifft eine in verschiedene Gänge schaltbare Anordnung von Planetengetrieben oder von Stirnradgetrieben, welche mit mindestens einer Axialkupplung, die jeweils optional durch eine Andruckkraft einer Feder auf einen axial gezahnten Kupplungsring geschlossen gehalten wird, der mit Steuerfingern in einer Steuernut eines Steuerzylinders eingreift, durch dessen Verdrehung zwecks einer Gangschaltung der Kupplungsring durch eine an der Nutenseitenwand auftretende Schaltkraft, die gegen die Andruckkraft gerichtet ist, die betreffende Kupplung einkuppelt oder entkuppelt.
2. Stand der Technik
Derartige Getriebe mit Axialkupplungen zwecks der Einstellung verschiedener Gangstufen sind beispielsweise als Planetengetriebe aus der deutschen Patentanmeldung DE 10 2018 007 326 A1 vorbekannt sowie in der deutschen Patentanmeldung DE 10 2021 129423 A1 beschrieben. Sämtliche Gänge lassen sich bei den genannten Getrieben jeweils auch unter einer Betriebsbelastung umschalten. Bei einzelnen Schaltübergängen sind jedoch erhebliche Schaltkräfte zur Trennung einer Kupplung gegen die lastbedingten Rückhaltekräfte, die zwischen den Kupplungselementen auftreten, erforderlich, so dass bei den entsprechenden Schaltvorgängen jeweils eine Reduzierung des Antriebsmoments des Kurbelbetriebs und/oder des Hilfsmotors angezeigt ist. In der DE 10 2021 129 423 A1 wird ein Nachschaltgetriebe beschrieben, welches eine schrägverzahnte Laufverzahnung aufweist, die zum mittelbaren Schalten der Sonnenradkupplung KSR eingesetzt wird. Der Schaltvorgang wird durch die Zustandsänderung der Kupplung KHR ausgelöst. Die Sonnenradkupplung weist keinen Aktuator auf, welcher über eine Steuernut in einer Schaltrommel gesteuert wird. Des Weiteren befindet sich die Kupplung KSR nach dem Schließen der Hohlradkupplung KHR im Freilaufmodus, da das Sonnenrad SR schneller dreht als der Steg.
3. Aufgabenstellung
Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, die Schaltbarkeit von Axialkupplungen von Planetengetrieben oder von Stirnradgetrieben so zu verbessern, dass diese jeweils auch unter Antriebslast sicher gekuppelt und mit geringen Schaltkräften durch einen Aktuator entkuppelt werden können.
4. Zusammenfassung der Erfindung
Die Aufgabe wird gemäß den Merkmalen des unabhängigen Anspruchs 1 und des unabhängigen Anspruchs 14 gelöst. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Lösung finden sich in den jeweils abhängigen Ansprüchen.
Die Lösung besteht darin, dass die Verzahnung, insbesondere a) eine Kupplungsverzahnung und eine Steckverzahnung oder b) eine Kupplungsverzahnung und eine Laufverzahnung der Stirnräder oder c) eine Steckverzahnung und eine Laufverzahnung der Stirnräder eines Planetengetriebes oder eines Stirnradgetriebes hinsichtlich der Schrägstellung der Verzahnung so ausgebildet ist/sind, dass die unter Antriebslast auftretenden drehmomentabhängigen Axialkräfte in Öffnungsrichtung einer Axialkupplung wirken, und die durch die zwischen den sich berührenden Kupplungszähnen und den sich berührenden Steckverbindungszähnen oder zwischen den sich berührenden Kupplungszähnen und den sich berührenden Laufradzähnen, oder zwischen den sich berührenden Steckverbindungszähnen und den sich berührenden Laufradzähnen einer dem Entkuppeln der Axialkupplung entgegen gerichtet wirkende Haftreibung weitgehend kompensieren, wobei daraus resultierende an den Kupplungselementen auftretende Reaktionskräfte in Stützelementen an benachbarten Getriebekomponenten abgefangen werden.
Das Stirnradgetriebe oder das Planetengetriebe ist in einem Gehäuse angeordnet, welches fest oder mittels einer mit einer Achse dreh- und achsfest verbundenen Drehmomentstütze mit dem Rahmen eines über wenigstens ein Rad angetriebenen, über eine Fahrbahn bewegbaren Fahrzeugs verbunden ist. Der Rahmen stellt eine Richtungsreferenz zur Fahrbahn her. In der Regel stellen wenigstens zwei Räder die Richtungsreferenz zwischen dem Rahmen und der Fahrbahn her. Im Falle von nur einem Antriebsrad ohne weitere Räder kann die Richtungsreferenz durch den Fahrer (Einrad) oder durch eine Regelung (segway) hergestellt werden. Vorliegend wird vorzugsweise von einem Zweirad ausgegangen, welches über wenigstens eines der Räder angetrieben wird.
Das Getriebe ist zwischen zwei Wellen angeordnet. Der Antrieb kann beispielsweise eine durch Muskelkraft über ein Pedal angetriebene Welle und/oder eine durch einen Motor angetriebene Welle umfassen.
Eine Welle im Sinne dieser Erfindung ist ein Bauteil, welches ein Drehmoment aufnehmen oder übertragen kann.
Innerhalb des Getriebes ist wenigstens eine Axialkupplung angeordnet, welche eine eingehende Welle mit einer ausgehenden Welle derart kuppelt, dass über einen Aktuator gesteuert zwischen der eingehenden Welle und der ausgehenden Welle gekuppelt oder entkuppelt wird.
Die eingehende Welle und die ausgehende Welle sind im Getriebegehäuse des Stirnradgetriebes und in der Regel im Getriebegehäuse des Planetengetriebes drehbar gelagert. Im Fall des Planetengetriebes kann eine der Wellen verdrehtest mit dem Getriebegehäuse oder der Hauptachse verbunden sein.
Für die Verbesserung des Schaltverhaltens werden drehmomentabhängige Axialkräfte von a) einer Kupplungsverzahnung mit einer derart um einen Schrägungswinkel βK zur Rotationsachse hin gekippten Flächennormalen der Wirkflächen, dass der Winkel zwischen Wirkfläche und Rückflanke der Kupplungszähne vergrößert wird oder b) einer schrägverzahnten Laufverzahnung mit einem Schrägungswinkel βL oder c) einer schrägverzahnten Steckverzahnung mit einem Schrägungswinkel βS erzeugt.
Wenn der jeweilige Schrägungswinkel βK oder βL oder βS gleich dem Arkustangens des Reibwertes μ der in der jeweiligen Materialpaarung sich gegenüberstehenden Wirkflächenpaare ist, entspricht die Axialkraft betragsmäßig der axialen Komponente der Reibkraft. Dieser Winkel wird im Folgenden als Reibungswinkel ρ bezeichnet.
Der Reibungswinkel ρ der Wirkflächenpaare ist abhängig von der Materialpaarung der in der Axialkupplung gegenüberstehenden Kupplungsmaterialien und der Schmierung zwischen den Wirkflächenpaaren. Prinzipiell hat auch die Temperatur an der Axialkupplung einen Einfluss, kann aber bei den im Temperaturbereich der typischen Anwendungen des Getriebes vernachlässigt werden. Ein weiterer Faktor ist die Zeit, die die Wirkflächenpaare unter Last stehen. Unter Wirkflächenpaar werden die Flächen verstanden, welche die Kräfte, die durch das anliegende Drehmoment hervorgerufen werden, bei geschlossener Kupplung von dem antreibenden Kupplungsteil auf das abtreibende Kupplungsteil übertragen.
Erhält der axial bewegliche Teil einer Axialkupplung den zum Einkuppeln in den axial festgelegten Kupplungsteil notwendigen Freiheitsgrad mittels einer Steckverzahnung, wobei die axiale Beweglichkeit des die Kupplungszähne tragenden Bauteils durch die einer Steckverzahnung innewohnende axiale Verschiebbarkeit des Bauteils mit der Kupplungsverzahnung gegenüber einem axial eng geführten, antreibenden Bauteil erreicht wird, so kann die Axialkupplung mittels des vorgesehenen Aktuators geöffnet und geschlossen werden. Hierdurch wird eine potentielle Rotation der gekuppelten Welle durch die flachverzahnte Axialkupplung ermöglicht. Die zur Öffnung der Axialkupplung benötigte Axialkraft zur Überwindung der Reibung zwischen den Wirkflächen der Steckverzahnung und den Wirkflächen der flachverzahnten Kupplungsverzahnung hängt, neben dem zu übertragenden Drehmoment, von der Materialpaarung des Wirkflächenpaares der Steckverzahnung, deren Teilkreisdurchmesser und von der Materialpaarung des Wirkflächenpaares sowie dem mittleren Teilkreisdurchmesser der Kupplungsverzahnung ab. Unter dem mittleren Teilkreisradius der Kupplungsverzahnung, ist der mittlere Radius des Kreisrings zu verstehen, der die radial ausgerichteten Kupplungszähne gerade vollständig einschließt.
Erhält der axial bewegliche Teil einer Axialkupplung den zum Einkuppeln in den axial festgelegten Kupplungsteil notwendigen Freiheitsgrad mittels einer Laufverzahnung, wobei die axiale Beweglichkeit des die Kupplungszähne tragenden Zahnrades durch die einer Laufverzahnung innewohnende axiale Verschiebbarkeit des Zahnrades mit der Kupplungsverzahnung gegenüber einem axial eng geführten, antreibenden Zahnrad erreicht wird, so kann die Axialkupplung mittels des vorgesehenen Aktuators geöffnet und geschlossen werden. Hierdurch wird eine potentielle Rotation der gekuppelten Welle durch die flachverzahnte Axialkupplung ermöglicht. Die zur Öffnung der Axialkupplung benötigte Axialkraft zur Überwindung der Reibung zwischen den Wirkflächen der Laufverzahnung und den Wirkflächen der flachverzahnten Kupplungsverzahnung hängt, neben dem zu übertragenden Drehmoment, von der Materialpaarung des Wirkflächenpaares der Laufverzahnung, deren Teilkreisdurchmesser und von der Materialpaarung des Wirkflächenpaares und dem mittleren Teilkreisdurchmesser der Kupplungsverzahnung ab.
Erhält der axial bewegliche Teil einer Axialkupplung den zum Einkuppeln in den axial festgelegten Kupplungsteil notwendigen Freiheitsgrad mittels einer Laufverzahnung und einer Steckverzahnung, wobei die axiale Beweglichkeit des die Kupplungszähne tragenden Zahnrades durch die einer Laufverzahnung und einer Steckverzahnung innewohnende axiale Verschiebbarkeit des Zahnrades mit der Kupplungsverzahnung und der Steckverzahnung gegenüber einem axial eng geführten, antreibenden Zahnrad erreicht wird, so kann die Axialkupplung, welche beim Öffnen in den Freilaufmodus indirekt über einen Aktuator geöffnet und bei Wegfall des Antriebsmoments des antreibenden Zahnrades mittels Rückstellfeder geschlossen werden. Hierdurch wird eine potentielle Rotation der ausgekuppelten Welle relativ zur vormals gekoppelten Welle ermöglicht.
Die zur Öffnung der Axialkupplung benötigte Axialkraft zur Überwindung der Reibung zwischen den Wirkflächen der Laufverzahnung und den Wirkflächen der Steckverzahnung hängt, neben dem zu übertragenden Drehmoment, von der Materialpaarung des Wirkflächenpaares der Laufverzahnung, deren Teilkreisdurchmesser und von der Materialpaarung des Wirkflächenpaares und dem Teilkreisdurchmesser der Steckverzahnung ab. Da die Axialkupplung beim Öffnen in den Freilaufmodus wechselt, fallen hier keine Reibungskräfte zwischen den Wirkflächen der Kupplungsverzahnung an. Bei einer Kupplung dieser Art wird unter Last die Antriebswelle gewechselt. Es gilt: je kleiner der jeweilige Radius, desto größer die Reibkraft bei gegebenem Drehmoment.
In den erfindungsgemäßen Varianten gibt es jeweils zwei Wirkflächenpaarungen, an denen eine erste und eine zweite Reibungskraft erzeugt wird, deren Reibungswerte von einer ersten und einer zweiten Materialpaarung abhängen.
Beim Öffnen der Axialkupplung müssen beide Reibungskräfte überwunden werden. Die jeweils wirksamen Teilkreisradien sind im Allgemeinen verschieden, so dass die verschiedenen Radien erfindungsgemäß ebenfalls berücksichtigt werden.
Im Folgenden sind einige Bezugszeichen zum besseren Verständnis eingefügt, die auch in der Detailbeschreibung der Figuren und der Herleitung des Berechnungsverfahrens benutzt werden.
Die vorliegende Erfindung löst die Aufgabe ferner mittels eines Verfahrens zur Dimensionierung der erfindungsgemäßen Axialkupplungen unter Einbeziehung der geometrischen und tribologischen Verhältnisse mit folgenden Schritten:
• Bestimmung des Reibungskoeffizienten μ1 zwischen dem an einer ersten
Materialpaarung MP1 beteiligten Wirkflächenpaar WP1 und des Reibungskoeffizienten μ2 zwischen dem an einer zweiten
Materialpaarung MP2 beteiligten Wirkflächenpaar WP2 mittels üblicher Verfahren am Objekt und/oder aus einer Tabelle mit
Materialeigenschaften.
• Bestimmung des wirksamen Teilkreisradius r1 der ersten Wirkflächenpaarung WP1 und des wirksamen Teilkreisradius r2 der zweiten Wirkflächenpaarung WP2 aus den Konstruktionsdaten.
• Bestimmung bzw. Festlegung eines ersten Schrägungswinkels β1 der ersten Wirkflächenpaarung WP1 und eines zweiten Schrägungswinkels β2 der zweiten Wirkflächenpaarung WP2 aus solchen Konstruktionsdaten, die lastunabhängig sind, nämlich den Reibungskoeffizienten der ersten Materialpaarung MP1 und der zweiten Materialpaarung MP2 μ1 und μ2, den Teilkreisradien der ersten Wirkflächenpaarung WP1 und der zweiten Wirkflächenpaarung WP2 r1 und r2, wobei sich z. B. im Falle vollständiger Kompensation der Reibkräfte der Winkel β2 als Funktion von β1 bestimmen lässt: β2 = 2*arctan( [ a*b + ((a2 + 1 )*(b2 + 1 ))1/2 - 1 ] / [ a + b ] ) mit: a = μ2 b = - r2 / r1 * [ sin(β1) - μ1*cos(β1) ] / [ cos(β1) + μ1*sin(β1) ]
Eine hinreichend gute Näherung für Winkel bis zu 30° ergibt sich durch: β2 = ρ2 - (r2 / r1) * (β1 - ρ1) mit: ρ1 = arctan(μi), i = 1 ,2
Eine einfache Lösung besteht darin, die Reibkräfte einzeln auszukompensieren, d.h.: β2 = ρ2 und β1 = ρ1.
In einer ersten bevorzugten und alternativen Ausführungsform der Axialkupplung, umfasst diese zur Unterstützung des Entkupplungsvorganges der Axialkupplung in einer ersten Wirkflächenpaarung WP1 mit Materialpaarung MP1 eine Steckverzahnung und in einer zweiten Wirkflächenpaarung WP2 mit Materialpaarung MP2 eine Kupplungsverzahnung. In dieser Ausführungsform wird der Schrägungswinkel β1 durch einen Schrägungswinkel βS der Steckverzahnung gebildet. Der Schrägungswinkel β2 wird durch einen Schrägungswinkel βK der Kupplungsverzahnung gebildet.
Den Teilkreisradius r1 bildet dabei ein Teilkreisradius rS der Steckverzahnung. Den Teilkreisradius r2 bildet dabei ein mittlerer Teilkreisradius rK der Kupplungsverzahnung.
Der Reibungskoeffizient μ1 ergibt sich dabei aus der ersten Materialpaarung MP1 der Steckverzahnung mit einem Reibungskoeffizienten μS. Der Reibungskoeffizient μ2 ergibt sich dabei aus der zweiten Materialpaarung MP2 der Kupplungsverzahnung mit einem Reibungskoeffizienten μK.
In einer weiteren alternativen Ausführungsform der Axialkupplung umfasst diese zur Unterstützung des Entkupplungsvorganges der Axialkupplung in der ersten Wirkflächenpaarung WP1 mit Materialpaarung MP1 eine Steckverzahnung und in der zweiten Wirkflächenpaarung WP2 mit Materialpaarung MP2 eine Laufverzahnung.
In dieser Ausführungsform wird der Schrägungswinkel β1 durch einen Schrägungswinkel βS der Steckverzahnung gebildet. Der Schrägungswinkel β2 wird durch einen Schrägungswinkel βL der Laufverzahnung gebildet.
Den Teilkreisradius r1 bildet dabei ein Teilkreisradius rS der Steckverzahnung. Den Teilkreisradius r2 bildet dabei ein Teilkreisradius rL der Laufverzahnung.
Der Reibungskoeffizient μ1 ergibt sich dabei aus der ersten Materialpaarung MP1 der Steckverzahnung mit einem Reibungskoeffizienten μS. Der Reibungskoeffizient μ2 ergibt sich dabei aus der zweiten Materialpaarung MP2 der Laufverzahnung mit einem Reibungskoeffizienten μL. In einer weiteren alternativen Ausführungsform der Axialkupplung umfasst diese zur Unterstützung des Entkupplungsvorganges der Axialkupplung in der ersten Wirkflächenpaarung WP1 mit Materialpaarung MP1 eine Kupplungsverzahnung und in der zweiten Wirkflächenpaarung WP2 mit Materialpaarung MP2 eine Laufverzahnung.
In dieser Ausführungsform wird der Schrägungswinkel β1 durch einen Schrägungswinkel βK der Kupplungsverzahnung gebildet. Der Schrägungswinkel β2 wird durch einen Schrägungswinkel βL der Laufverzahnung gebildet.
Den Teilkreisradius r1 bildet dabei ein mittlerer Teilkreisradius rK der Kupplungsverzahnung. Den Teilkreisradius r2 bildet dabei ein Teilkreisradius rL der Laufverzahnung.
Der Reibungskoeffizient μ1 ergibt sich dabei aus der ersten Materialpaarung MP1 der Kupplungsverzahnung mit einem Reibungskoeffizienten μK. Der Reibungskoeffizient μ2 ergibt sich dabei aus der zweiten Materialpaarung MP2 der Laufverzahnung mit einem Reibungskoeffizienten μL.
Die Schemazeichnungen 1b - 1e zeigen die in Folgenden beschriebenen Zusammenhänge.
Mit der Axialkupplung 100 ist eine erste Welle 200 mit einer zweiten Welle 220, gesteuert durch einen Aktuator 140, kuppelbar und entkuppelbar, umfassend eine erste Wirkflächenpaarung WP1 mit einem ersten Schrägungswinkel β1 und eine zweite Wirkflächenpaarung WP2 mit einem zweiten Schrägungswinkel β2, wobei der erste Schrägungswinkel β1 einen Winkelbereich von 0 Grad bis 30 Grad gegenüber einer gedachten Ebene durch eine Rotationsachse 210 und der zweite Schrägungswinkel β2 einen Winkelbereich von 0 Grad bis 30 Grad gegenüber einer gedachten Ebene durch eine Rotationsachse 210 umfasst und die Summe der Schrägungswinkel β1 plus β2, über welche eine drehmomentabhängige Axialkraft AGES erzeugbar ist und welche den Entkupplungsvorgang der Axialkupplung 100 unter Last unterstützt, einen Winkelbereich von 3 Grad bis 35 Grad umfasst.
Die Axialkupplung 100 umfasst in einer ersten Ausführungsform in der ersten Wirkflächenpaarung WP1 eine Steckverzahnung 113 mit wenigstens einem Zahn 112 und der erste Schrägungswinkel β1 umfasst einen Schrägungswinkel ßs und in der zweiten Wirkflächenpaarung WP2 eine Kupplungsverzahnung 114 und der zweite Schrägungswinkel β2 umfasst einen Schrägungswinkel βK.
Dabei kann ein Kupplungsring 130 der Kupplungsverzahnung 114 vorgesehen sein, der eine asymmetrische Verzahnung 131 mit wenigstens einem Zahn 112 umfasst, weiterhin umfassend eine Flanke 132, welche den Winkel βK aufweist.
Der Kupplungsring 130 ist durch einen Aktuator 140 in einer Öffnungsrichtung x steuerbar ausgebildet, wobei die Axialkraft AGES das Öffnen der Axialkupplung 100 in Öffnungsrichtung x, unterstützt.
Die Axialkupplung 100 umfasst in einer weiteren Ausführungsform in der ersten Wirkflächenpaarung WP1 eine Steckverzahnung 113 mit wenigstens einem Zahn 112 und der erste Schrägungswinkel β1 umfasst einen Schrägungswinkel ßs und in der zweiten Wirkflächenpaarung WP2 eine Laufverzahnung 600 und der zweite Schrägungswinkel β2 umfasst einen Schrägungswinkel βL.
Die Axialkupplung 100 umfasst in einer weiteren Ausführungsform in der ersten Wirkflächenpaarung WP1 eine Kupplungsverzahnung 114 mit wenigstens einem Zahn 112 und der erste Schrägungswinkel β1 umfasst einen Schrägungswinkel βK und die zweite Wirkflächenpaarung WP2 umfasst eine Laufverzahnung 600 und der zweite Schrägungswinkel β2 umfasst einen Schrägungswinkel βL. Die erste Materialpaarung MP1 und die zweiten Materialpaarung MP2 der Axialkupplung 100 kann jeweils eine der Materialpaarungen aus Stahl, Bronze, Berylliumkupfer, Aluminium, Aluminiummehrstoffbronze, Keramik, Carbon oder Carbonfasern einzeln, beispielsweise Stahl auf Stahl Aluminium auf Aluminium etc. oder in Kombination beispielsweise Stahl auf Aluminium oder Stahl auf Bronze etc. umfassen, um ein sicheres Ein- und Auskuppeln zu gewährleisten.
In den folgenden Beispielen werden im Einzelnen bevorzugte Ausführungsformen erläutert. Hierbei wird berücksichtigt, dass die Reibungskoeffizienten von der Materialpaarung, der Wärmebehandlung wie dem Härten, der Schmierung, der Kontaktdauer etc., abhängen. Das heißt, dass eine erhebliche Streuung der Reibwerte bei der Ausgestaltung der Lösung in jedem Anwendungsfall berücksichtigt wird.
In der deutschen Patentanmeldung DE 10 2021 129 423 A1 ist ein Zehn-Gang Nabengetriebe beschrieben, welches aus einem Fünf-Gang Eingangsgetriebe EGG und einem Nachschaltgetriebe NSG, das einen direkten Gang und einen solchen mit einer Übersetzung der Drehzahl ins Schnelle, besteht. Im Direktgang läuft das Nachschaltgetriebe NSG bei geöffneter Kupplung KHR im Block um und im Schnellgang ist die Kupplung KHR geschlossen. Aufgrund des großen Übersetzungsverhältnisses werden etwa 35 % des Eingangsmomentes an die Nabenhülse übertragen, wobei für das von der Hauptachse aufzunehmende Gegenmoment 65% verbleiben. Dieses Moment ist von der Kupplung KHR zu schalten, wenn das Nachschaltgetriebe NSG vom Schnellgang in den Direktgang umgeschaltet wird. Der axial feststehende Teil der Kupplung KHR ist über eine Seitenwand fest mit dem Hohlrad HR5 verbunden (siehe Fig. 3a). Die axiale Einschränkung des Bewegungsraums der Kupplung KHR wird einerseits von der Mittelhülse MH und dem abtriebsseitigen Flansch der Hauptachse HA sichergestellt. Der axial bewegliche Teil der Kupplung KHR ist über die Steckverzahnung der Hauptachse HA drehfest direkt mit derselben verbunden und wird mittels eines Schaltfingers von der Steuernut NHR in der Schalttrommel ST gesteuert. Zum Öffnen der Kupplung KHR sind sowohl die Haftreibung zwischen dem verschiebbaren Kupplungsteil und der Hauptachse HA sowie die Haftreibung zwischen den anliegenden Flächen der Kupplungsverzahnungen zu überwinden.
In der Folge werden Ausführungsbeispiele der Erfindung beschrieben, wie sie innerhalb einer Gesamtvorrichtung wie einer Kupplungsbaugruppe oder eines Systems zur Anwendung kommt.
Bevorzugter Weise werden die drehmomentabhängigen Axialkräfte in Öffnungsrichtung der Axialkupplung durch eine verdrehte Stellung der Normalen der Wirkflächen der ineinander greifenden Kupplungszähne erzeugt. Die Normalen weisen vorteilhaft mit der Orthogonalen zur Rotationsachse des Getriebes einen solchen Winkel βK auf, dass im Grenzfall eine Kompensation der Reibungskräfte gegen die Axialkräfte, entsprechend Gleichung /10/ erreicht wird. Falls jedoch nur eine Teilkompensation durch eine geringere Winkelstellung der Normalen vorgenommen wird, so wird die Steuernut NHR, wie in Fig. 3b dargestellt, beibehalten. Bei vollständiger Kompensation oder Überkompensation durch die Schrägverzahnung(en) wird die Steuernut NHR über den gesamten Drehwinkel der Schalttrommel, wie in Fig. 3c gezeigt, mit konstanter, den Schaltfingern angepasster Breite ausgeführt, damit die Axialkupplung im Schließzustand auch sicher geschlossen bleibt.
Eine weitere bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ist in Fig. 4d dargestellt. Eine unter Last schaltbare Axialkupplung betrifft eine Blockumlaufkupplung, die zwei rotierende Teile schaltend miteinander verbindet oder trennt. Es handelt sich beispielsweise um eine Kupplung K70 eines Zehn- Gang Nabengetriebes aus der deutschen Patentanmeldung DE 10 2021 129 423 A1. Die dort verwendeten Bezugszeichen werden auch hier verwendet und ergänzt.
Die Kupplung K70 verbindet ein Sonnenrad SR3 mit einer Mittelhülse MH, die auch als Teilsteg für den abtriebsseitigen Teil eines Eingangsgetriebes EGG dient. Der bewegliche Teil der Axialkupplung wird im Inneren der Mittelhülse MH mittels einer Steckverzahnung axial beweglich, drehgesichert geführt. Der axial feste Teil der Kupplung K70 ist auf der Abtriebsseite des axial eng geführten Sonnenrades SR3 einstückig untergebracht. Der bewegliche Teil der Kupplung K70 hat im Inneren einen ringförmigen Bund, der als Anlauffläche für einen auf der Hauptachse HA axial beweglich, drehgesichert geführten Schiebering verwandt wird.
Der Schiebering ist so ausgebildet, dass der Bund im Inneren des beweglichen Kupplungsteils K70 freidrehend, von einer drehgesicherten, mit Federkraft beaufschlagten Anschlagscheibe und einer axial abgesetzten Anschlagfläche des Schieberings, eng geführt wird. Die axiale Länge des Absatzes ist nur geringfügig größer als die Wandstärke des innen liegenden ringförmigen Bundes des beweglichen Kupplungsteils. Hierdurch wird eine Klemmwirkung vermieden. Eine in Öffnungsrichtung wirkende Feder F71 sichert die Offenposition der Kupplung K70 ab. Eine in Schließrichtung wirkende Feder F70 unterstützt den Schließvorgang der Kupplung K70, da in einer Steuernut N70 auf einer Schalttrommel ST ein Spurwechsel erfolgt.
Wird die Haftreibung nur teilkompensiert, wird der Schiebering nebst Anlaufscheibe AS um 180 Grad gedreht eingebaut und die Feder F71 entfällt. Denn nun wird, durch die Axialkräfte unterstützt, die Kupplung K70 gegen die Federkraft der Feder F70 geöffnet. Dies gilt in gleicher Weise auch bei den anderen Beispielen.
Bei der Kupplung K70 können eine Schrägung der Steckverzahnung sowie der Kupplungsverzahnung kombiniert verwendet werden. Vorzugsweise wird hier die Kupplungsverzahnung schräg gestellt.
Eine weitere bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfindung einer unter Last schaltbaren Axialkupplung betrifft eine Kupplung, die auf der Außenfläche einer rotierenden, koaxial zu einer Hauptachse HA angeordneten Hülse sitzt und durch diese Hülse hindurch betätigt wird. Ein Beispiel für diese Ausführung ist die Kupplung 90 aus der deutschen Patentanmeldung DE10 2018 007 326 A1. Im Unterschied zum Stand der Technik erfolgt vorliegend und vorteilsweise die Steuerung der durch Schrägungswinkel beim Entkuppeln unterstützen Axialkupplung selektiv über wenigstens einen Aktuator. Die Kompensation der Reibungskräfte kann vorzugsweise auf die Steckverzahnung und/oder die Kupplungsverzahnung aufgeteilt werden.
Eine weitere bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden Erfindung einer unter Last schaltbaren Axialkupplung betrifft eine Axialkupplung, die als Mitlaufsperre eines Sonnenrades arbeitet und unter Last geschaltet werden muss. Kupplungen dieser Art finden sich in der deutschen Patentanmeldung DE 10 2018 007 326 A1 und in der deutschen Patentanmeldung DE 10 2021 129 423 A1 , insbesondere die dortigen Kupplungen 40 bzw. K40 der Eingangsgetriebe EGG. Dieses Eingangsgetriebe besitzt im ersten Teilgetriebe ein vollständiges Planetengetriebe mit Sonnen-, Planeten- und Hohlrad, dessen Antrieb der Planetenträger ist und der Abtrieb über das Hohlrad erfolgt. Zum Gangwechsel wird das Sonnenrad drehfest gesetzt oder freigegeben. Hierzu wird eine Mitlaufsperre benötigt. Beim Freigeben des axial eng geführten Sonnenrades muss die Axialkupplung unter Last geöffnet werden.
Innerhalb des Sonnenrades wird nun erfindungsgemäß in dieser beispielhaften Kupplungsbaugruppe bzw. diesem beispielhaften System oder in dieser beispielhaften Gesamtvorrichtung zu diesem konzentrisch, mittels einer Steckverzahnung drehfest, axial verschiebbar der bewegliche Kupplungsteil geführt und zur Unterstützung des Schaltvorgangs werden vorzugsweise die Steckverzahnung mit einem Schrägungswinkel ßs und die Wirkflächen der Kupplungsverzahnung gegenüber einer gedachten Ebene durch die Rotationsachse 210 um den Winkel βK verdreht. Der drehfeste und axial festgesetzte Teil der Axialkupplung ist vorzugsweise mit der Hauptachse HA über eine Steckverzahnung verbunden. Die axiale Sicherung wird wie in Fig. 5a dargestellt, mit Schrauben hergestellt, die in an die Schraube angepasste Bohrungen eingreift. Dargestellt in Fig. 5c ist die Ansteuerung der Axialkupplung für den Fall der Kompensation und Überkompensation der Reibkräfte. Die Ansteuerung der Axialkupplung entspricht derjenigen der Kupplung K70. Für den Fall der Unterkompensation gilt auch hier das dort beschriebene.
Die vorliegende Erfindung umfasst eine Axialkupplung mit einer ersten Welle und mit einer zweiten Welle, welche gesteuert durch einen Aktuator kuppelbar und entkuppelbar ist, umfassend eine erste Wirkflächenpaarung WP1 mit einem ersten Schrägungswinkel β1 und einer zweiten Wirkflächenpaarung WP2 mit einem zweiten Schrägungswinkel β2, wobei der erste Schrägungswinkel β1 einen Winkelbereich von 0 Grad bis 30 Grad und der zweite Schrägungswinkel β2 einen Winkelbereich von 0 Grad bis 30 Grad umfasst und die Summe der Schrägungswinkel β1 plus β2, über welche eine drehmomentabhängige Axialkraft AGES erzeugbar ist und welche den Entkupplungsvorgang der Axialkupplung unter Last unterstützt, einen Winkelbereich von 3 Grad bis 35 Grad umfasst.
Axialkupplungen finden bevorzugt in per ausschließlich pedalem bzw. manuellem Antrieb getriebenen Zweirädern, oder auch in zusätzlich oder ausschließlich motorisch angetriebenen Zweirädern, insbesondere in E-Bikes oder mit Elektromotor unterstützten Fahrrädern und Lastenrädern Anwendung.
5. Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Im Folgenden werden anhand von Figuren Ausführungsbeispiele der Erfindung sowie die Herleitung des zu Grunde liegenden Dimensionierungsverfahrens beschrieben. Diese Figuren zeigen: Fig. 1a: eine Axialkupplung im Stand der Technik mit geradverzahnter
Steckverzahnung und orthogonaler Kupplungsverzahnung,
Fig. 1 b: eine erfindungsgemäße Axialkupplung mit schrägverzahnter
Steckverzahnung und gegenüber einer gedachten Ebene durch die Rotationsachse gekippten Wirkflächen der Kupplungszähne,
Fig. 1c: eine orthogonale Sicht in Richtung Rotationsachse mit einer
Ausschnittsmarkierung,
Fig. 1d: den Ausschnitt aus Fig. 1c ergänzt durch die Skizze eines stumpfen Doppelkeils als Modell für das bewegliche Kupplungsteil, welches zur Herleitung der Auslegungsverfahren verwendet wird,
Fig. 1e: ein Modell der Kupplungsbaugruppe aus Fig. 1 b, ergänzt durch einen Kräfteplan bei einem Drehmoment, welches das Sonnenrad von links betrachtet im Uhrzeigersinn drehen möchte,
Fig. 2: den schematischen Getriebeschnitt einer Hinterradnabe aus der
DE 10 2021 129423 A1 ,
Fig. 3a: die Einbausituation einer Kupplung KHR einer bevorzugten
Ausführungsform der Erfindung,
Fig. 3b: eine bevorzugte Ausführungsform einer Steuernut NHR für den
Fall der Unterkompensation,
Fig. 3c: eine weitere bevorzugte Ausführungsform einer Steuernut NHR für den Fall der Kompensation bzw. Überkompensation der Axialkräfte,
Fig. 3d: die Einbausituation einer Kupplung KSR, die indirekt mittels einer
Kupplung KHR über schräggestellte Lauf- und/oder Steckverzahnung automatisch geschaltet wird,
Fig. 4a: eine bevorzugte Ausführungsform einer unter Last schaltbaren
Kupplung K70, die eine Blockumlaufkupplung ist,
Fig. 4b: eine bevorzugte Ausführungsform einer Abwicklung der Steuernut
N70 auf der Schalttrommel ST und die Raststellungen KR der Schaltstellungen G1-G10,
Fig. 4c: eine bevorzugte Ausführungsform einer Steuernut N70 für den Fall der Unterkompensation, Fig. 5a: eine bevorzugte Ausführungsform einer Einbausituation einer
Kupplung K40 in einer isolierten und detaillierteren Darstellung bei Kompensation bzw. Überkompensation der Axialkräfte,
Fig. 5b: eine bevorzugte Ausführungsform einer Steuernut N40 für den Fall der Unterkompensation,
Fig. 5c: eine bevorzugte Ausführungsform einer Steuernut N40 für den Fall der Kompensation bzw. Überkompensation,
Fig. 6: eine bevorzugte Ausführungsform einer Einbausituation einer
Kupplung K90 und
Fig. 7: eine bevorzugte Ausführungsform eines Ausschnitts eines
Eingangsgetriebes EGG mit schrägverzahnter Laufverzahnung.
6. Detaillierte Beschreibung
Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung sind nachfolgend nur beispielhaft beschrieben. Diese Beispiele stellen die besten Wege dar, die Erfindung in der Praxis umzusetzen, welche dem Anmelder derzeit bekannt sind, obwohl dies natürlich nicht die einzigen Wege sind, auf welchen dies erreicht werden könnte. Die Beschreibung legt die Funktionen des Beispiels und die Abfolge der Schritte für das Gestalten und den Betrieb des Beispiels dar. Jedoch können dieselben oder äquivalente Funktionen und Abfolgen von anderen Beispielen erzielt werden.
Gleiche Bauteile weisen gleiche Bezugszeichen auf.
Fig. 1a zeigt eine Axialkupplung im Stand der Technik mit geradverzahnter Steckverzahnung und orthogonaler Kupplungsverzahnung.
Fig. 1 b zeigt eine erfindungsgemäße Axialkupplung mit schrägverzahnter Steckverzahnung und gegenüber einer gedachten Ebene durch die Rotationsachse gekippten Wirkflächen der Kupplungszähne. Eine erste Welle 200 trägt ein Drehmoment M1 in die Axialkupplung 100 ein. Die erste Welle 200 ist entweder über eine Verzahnung (nicht dargestellt) oder fest mit einem Stirnrad 120 verbunden.
Eine zweite Welle 220 übernimmt im gekuppelten Zustand der Axialkupplung 100 ein Drehmoment M2, welches betragsmäßig gleich M1 ist.
Die erste Welle 200 und die zweite Welle 220 sind um eine Rotationsachse 210 sowohl im Fall eines Stirnradgetriebes als auch im Fall eines Planetengetriebes prinzipiell drehbar in einer Getriebeanordnung gelagert. Die erste Welle 200 oder die zweite Welle 220 können im Fall eines Planetengetriebes aber auch axial und drehfest festgesetzt sein.
Die Axialkupplung 100 umfasst einen Kupplungsring 130, der im eingekuppelten Zustand in eine Kupplungsverzahnung 114 greift, welche verdrehtest oder alternativ einstückig mit einer Steckverzahnung 113 verbunden ist. Die Steckverzahnung 113 ist axial verschiebbar und verdrehtest mit dem Stirnrad 120 verbunden. Die Steckverzahnung 113 umfasst wenigstens einen Zahn 112, welcher einen Schrägungswinkel βS von 0 Grad bis 30 Grad aufweist.
Der Kupplungsring 130 umfasst wenigstens einen asymmetrischen Zahn 131 , welcher im eingekuppelten Zustand in eine ebenfalls asymmetrische Verzahnung 114 des beweglichen Kupplungsteils 110 eingreift. Die asymmetrischen Zähne 131 , 114 weisen eine steile Flanke 132 und eine flachere Rampe 133 (siehe Fig. 1d) auf. Die Rampe 133 weist gegenüber der einer gedachten Ebene durch die Rotationsachse 210 einen Schrägungswinkel β3 im Bereich von 45 Grad bis 75 Grad auf (siehe Fig. 1d). Dies dient der sicheren Überkompensation der Reibungskräfte, damit die Kupplung als Freilauf arbeiten kann. Die Flanke 132 weist gegenüber einer gedachten Ebene durch die Rotationsachse 210 einen Schrägungswinkel βK im Bereich von 0 Grad bis max. 30 Grad auf (siehe Fig. 1d). Die beiden Schrägungswinkel βS und βK oder die beiden Schrägungswinkel βL und βK oder die beiden Schrägungswinkel βL und βS betragen jeweils in Summe 3 Grad bis 35 Grad, insbesondere 5 Grad bis 22 Grad und vorzugsweise 7 Grad bis 20 Grad und erbringen die zur Unterstützung einer Trennung der Axialkupplung 100 unter Last erforderlichen Axialkräfte AS und AK (siehe Fig. 1e). Die Axialkräfte AS und AK unterstützen das Öffnen der Axialkupplung 100 in der Öffnungsrichtung x, sobald der Kupplungsring 130 durch einen Aktuator 140 (siehe Fig. 1 e) in Öffnungsrichtung x gesteuert wird.
Die Summe der jeweils beiden Schrägungswinkel βS plus βK oder βL plus βK oder βL plus βS weisen einen Wert im Bereich zwischen 3 Grad und 35 Grad, insbesondere im Bereich zwischen 5 Grad und 22 Grad, vorzugsweise im Bereich zwischen 7 Grad und 20 Grad, auf.
Die axialen Kraftkomponenten AS und AK helfen die Reibkräfte RS und RK ZU überwinden. Damit ist eine Unterkompensation, eine Kompensation oder eine Überkompensation der Reibungskräfte RS und RK erzeugbar. Die Axialkräfte AS und AK sind dabei abhängig von der Differenz aus dem Betrag des auf die Axialkupplung 100 wirkenden Eingangsmoments der jeweils auszukuppelnden Getriebestufe und dem Betrag des Ausgangmoments der jeweils auszukuppelnden Getriebestufe.
Die Axialkräfte AS und AK unterstützen das Öffnen der Axialkupplung 100 in der Öffnungsrichtung x, sobald diese durch einen Aktuator 140 (siehe Fig. 1e) in Öffnungsrichtung x gesteuert wird.
Als Materialien werden vorzugsweise Stahl und Aluminium oder Stahl und Stahl eingesetzt. Es kommen aber auch andere Materialien in Kombination mit Stahl oder in Kombination miteinander, wie beispielsweise Aluminiumbronze, Bronze, Berylliumkupfer, Messing, Industriekeramik oder massive oder oberflächenbeschichtete Komponenten mit einer reibungsarmen aber tribologisch widerstandsfähigen Oberfläche, beispielsweise aus Carbon oder Carbonfasern in Betracht, um so möglichst kleine Reibungswinkel ρS und ρK realisieren zu können, bei denen auch unter hoher Last und starken Erschütterungen von außen ein sicheres Ein- und Auskuppeln zwischen dem beweglichen Kupplungsteil 110 und dem Kupplungsring 130 zu gewährleisten ist.
Die Axialkupplung umfasst eine Materialpaarung zwischen dem Kupplungsring 130 und der Kupplungsverzahnung 114 und zwischen der Steckverzahnung 113 und der Führung des Stirnrades 120 eine Materialpaarung aus Stahl, Aluminium, Aluminiummehrstoffbronze, Bronze, Berylliumkupfer, Messing, Industriekeramik oder massive oder oberflächenbeschichtete Komponenten Carbon oder Carbonfasern, um ein sicheres Ein- und Auskuppeln zwischen der Sperre und dem Kupplungsring zu gewährleisten.
Auf den beweglichen Kupplungsteil 110 wird über optionale Federn 111 ; 111 ' gegenüber einem feststehenden Gehäuseteil oder gegenüber einer axial starren Komponente eine die Kupplung schließende Kraft ausgeübt (siehe Fig. 1e).
Der bewegliche Kupplungsteil 110 ist über das Stirnrad 120 axial beweglich geführt. Das Stirnrad 120 weist innen eine Steckverzahnung mit einem Schrägungswinkel βS auf.
Fig. 1c zeigt eine orthogonale Ansicht in Richtung Rotationsachse mit einer Ausschnittsmarkierung.
Fig.1d zeigt den Ausschnitt aus Fig. 1c ergänzt durch die Skizze eines stumpfen Doppelkeils als Modell für das bewegliche Kupplungsteil, welches zur Herleitung der Auslegungsverfahren verwendet wird.
Am beweglichen Kupplungsteil 110 mit Steckverzahnung ist am Beispiel eines Zahnes 112 der Steckverzahnung der Schrägungswinkel βS und am Beispiel eines Zahnes der Kupplungsverzahnung 114 der Schrägungswinkel βK dargestellt, welche zusammen ein abgeleitetes axial bewegliches Keilmodell bilden, welches in Fig. 1e näher dargestellt ist.
Fig. 1e zeigt ein Modell der Kupplungsbaugruppe aus Fig. 1 b, ergänzt durch einen Kräfteplan bei einem Drehmoment, welches das Sonnenrad von links betrachtet im Uhrzeigersinn drehen möchte. Dort findet sich der Doppelkeil, der eine analoge Problemstellung zu einer Axialkupplung mit einer Steckverzahnung und einer Kupplungsverzahnung darstellt. Der Keil ist in dieser Analogie der bewegliche Teil der Kupplung. Dieser hat zwei schrägverzahnte Wirkflächen, für die die mathematische Herleitung analog ist (i = S für die Steckverzahnung und i = K für die Kupplungsverzahnung). Alle Kräfte werden im Folgenden betragsmäßig betrachtet. An den Wirkflächen wirken die Normalkräfte Ni. Daraus resultieren die Reibkräfte, die parallel zu den Zahnflanken wirken:
Ri = μi * Ni /1/
Die tangentiale Komponente der Normalkraft, Ni * cos(βi), muss durch die anliegende Tangentialkraft Fi aufgebracht werden. Zusätzlich hat die Reibkraft auch eine Komponente Ri * sin(βi) in Richtung der anliegenden Tangentialkraft, die diese ebenfalls aufbringen muss. Es gilt also:
Fi = Ni * cos(βi) + Ri * sin(βi) /2/
Unter Verwendung der Gleichungen /1/ und /2/ lässt sich folgende Relation herleiten:
Ni = Fi / (cos(βi) + μi * sin(βi)) /3/
Die anliegende Tangentialkraft Fi hängt vom anliegenden Drehmoment, sowie dem wirksamen Teilkreisradius der Verzahnung ab:
Fi = M / ri /4/
In axialer Richtung wirken zum einen eine Komponente der Normalkraft, Ai = Ni * sin(βi), sowie eine Komponente der Reibkraft, Ri * cos(βi) in entgegengesetzter Richtung. Die resultierende Axialkraft Xi ergibt sich somit zu: Xi = Ni * sin(βi) - Ri * cos(βi) /5/ Unter Verwendung der Gleichungen /1/ bis /5/ lässt sich die Axialkraft Xi zu Xi = M / ri * [ sin(βi) - μi * cos(βi) ] / [ cos(βi) + μi * sin(βi) ] /6/ bestimmen. Für den Spezialfall Ai = 0 ergibt sich dann: β1 = arctan(μi) /7/
Ein Schrägungswinkel, der diese Relation erfüllt, wird auch Reibwinkel ρi genannt.
Die gesamte Axialkraft, die auf den beweglichen Teil der Kupplung wirkt, ist die Summe der Axialkräfte der Steck- und Kupplungsverzahnung, also:
XGES = XS + XK /8/
Erfindungsgemäß soll im Falle vollständiger Kompensation der Reibkräfte die Summe der Axialkräfte gleich null sein, also XGES = 0. Daraus folgt:
[ sin(βK) - μK * cos(βK) ] / [ cos(βK) + μK * sin(βK) ]
= - rK / rS * [ sin(βS) - μS * cos(βS) ] / [ cos(βS) + μS * sin(βS) ] /9/ βK ist somit abhängig von βS, wobei eine Lösung gefunden werden kann durch: βK = 2*arctan( [ a*b + ((a2 + 1 )*(b2 + 1 ))1/2 - 1 ] / [ a + b ] ) /10/ mit: a = μK b = - rK / rS * [ sin(βS) - μS*cos(βS) ] / [ cos(βS) + μS*sin(βS) ]
Empirisch konnte für übliche Schrägungswinkel eine hinreichend gute Näherung ermittelt werden, gegeben durch: βK = ρK - (rK / rS) * (βS - ρS) /11/
Für die weiteren erfindungsgemäßen Ausführungsformen umfassend einer Schrägstellung einer Steck- und einer Laufverzahnung oder einer Lauf- und einer Kupplungsverzahnung ist die Herleitung analog.
In der Folge werden Beispiele von konkreten Ausführungen der Erfindung beschrieben, wie sie innerhalb einer Gesamtvorrichtung wie einer Kupplungsbaugruppe oder eines Systems eines Getriebes zur Anwendung kommen. Fig. 2 zeigt eine Hinterradnabe mit einem Mehrganggetriebe, die aus Planetengetrieben gebildet ist, die mittels axial verschieblicher Schieberinge mit Schaltfingern in gewendelte Nuten N24 bis N74, NSR, NHR in einer Schalttrommel eingreifen, wobei die Schaltfinger zudem in radialen, parallel zur Getriebeachse orientierten Schlitzen einer sie umschließenden hohlen Hauptachse HA geführt sind und dadurch verschiedene Gänge zu schalten sind, indem durch die Schieberinge kuppelnd federbelastet sich radial erstreckende mit erfindungsgemäß axialen Zähnen besetzte Kupplungsringe einer jeweiligen Gangstufe gemäß freizustellen sind, wobei das auf der Hauptachse angeordnete Mehrganggetriebe von einer Antriebshülse AH ausgehend aus einem Fünf-Ganggetriebe als Eingangsgetriebe EGG besteht, das aus einem zweistufigen und einem darauf folgenden einstufigen Planetengetrieben besteht, sowie ein ins Schnelle umsetzendes daran anschließendes einstufigen Planetengetriebe als Nachschaltgetriebe NSG umfasst, das auf einer Mittelhülse MH angeordnet ist und jeweils angekuppelt die ersten fünf Gänge mit einer Nabenhülse NH verbindet oder diese Gänge bei festgelegtem Hohlrad HR4 verdoppelnd gekuppelt abgehend auf die Nabenhülse NH überträgt, wobei diese so gebildeten 10 Gangstufen mit 7 Kupplungen K20, K30, ... , KHR so geschaltet sind, dass jeweils nur wenige der Planetensätze abwälzend unter Last im Eingriff sind.
Mindestens zwei der Planetengetriebe PR1 , PR2 sind einander gleich und diese weisen miteinander verbundene ringförmige Hohlräder HR2-3 auf, und die Planetenträger PT2, PT3 dieser beiden Planetengetriebe sind axial und radial mit einem Zwischenlager ZL gegeneinander abgestützt.
Das Sonnenrad SR5 des Nachschaltgetriebes NSG ist auf der Mittelhülse MH gelagert und axialverschieblich und verdrehfest mit der Nabenhülse NH verbunden, sowie mit einer Sonnenradkupplung KSR mit dem ausgangsseitigen Planetenträger PT3 des Eingangsgetriebes EGG erfindungsgemäß kuppelbar, und das Hohlrad HR4 des Nachschaltgetriebes NSG ist achsnah mit der Hauptachse HA mit einer Hohlradkupplung KHR erfindungsgemäß kuppelbar. Fig. 3a zeigt die Einbausituation einer Kupplung KHR einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung.
Fig. 3b zeigt eine bevorzugte Ausführungsform einer Abwicklung der Steuernut NHR auf der Schalttrommel ST und die Raststellungen KR der Schaltstellungen G1-G10.
Fig. 3c zeigt eine bevorzugte Ausführungsform einer Steuernut NHR für den Fall der Kompensation bzw. Überkompensation der Axialkräfte.
In Fig. 3d ist eine weitere vereinfachte Ausführungsform des Nachschaltgetriebes dargestellt, bei der die Schaltung der Sonnenradkupplung KSR nicht von der Schalttrommel ST aus erfolgt, sondern die Schubkräfte einer Schrägverzahnung des Nachschaltgetriebes und/oder die Schrägverzahnung der Steckverzahnung des Drehmomentübertragers in der Nabenhülse NH so genutzt werden, dass die Sonnenradkupplung KSR immer selbsttätig, entgegengesetzt zur aktiv geschalteten Hohlradkupplung KHR, jeweils gegen eine Federkraft geöffnet bzw. geschlossen ist. Demgemäß ist im direkten Gang die Sonnenradkupplung KSR geschlossen und die Hohlradkupplung KHR geöffnet. Das Nachschaltgetriebe läuft deshalb als Block um. Bei der bevorzugten Variante ist die Laufverzahnungsschrägung und/oder die Steckverzahnungsschrägung so orientiert, dass das Sonnenrad SR5 sich unter Last durch die Axialkraft vom feststehenden Teil der Kupplung KSR wegbewegt und das Hohlrad HR5 eine entgegengesetzte Kraft erfährt, welche mit dem axialen Stützlager ASL gegen die Nabenhülse NH abgestützt wird. Der Drehmomentübertrager D5 ist drehfest aber axial verschiebbar mit der Nabenhülse NH sowie drehfest und axial fest mit dem Sonnenrad SR5 verbunden. Bei Stillstand oder im Betrieb im direkten Gang des Nachschaltgetriebes NSG ist die Sonnenradkupplung KSR mittels der Rückstellfeder F5, die den Drehmomentübertrager D5 axial gegen die Nabenhülse NH abstützt, geschlossen. Diese Bewegung ist durch einen Anschlag in der Nabenhülse NH begrenzt. Die Axialkräfte des Hohlrades HR5 werden über ein axial belastbares Wälzlager zwischen der Nabenhülse NH und dem Hohlrad HR5 direkt, und/oder über ein axiales Stützelement ASE auf der Hauptachse HA aufgenommen. Unterstützt wird der Schaltvorgang dadurch, dass beim Schließen der Hohlradkupplung KHR das Sonnenrad SR5 den Planetenträger PT5 überholt und damit in den Freilaufmodus wechselt, wobei die Orientierung der Kupplungszähne zusätzlich dafür sorgt, dass die Kupplung KSR geöffnet wird. Es findet ein Wechsel des Antriebes der Nabenhülse NH von der Mittelhülse MH zum Sonnenrad SR5 ohne Lastunterbrechung statt.
Fig. 4a zeigt eine bevorzugte Ausführungsform einer unter Last schaltbaren erfindungsgemäßen Kupplung K70. Es handelt sich um eine Blockumlaufkupplung, die zwei rotierende Teile schaltend miteinander verbindet oder trennt. Es handelt sich beispielsweise um die Kupplung K70 eines 10- Gang Nabengetriebes aus der Patentanmeldung DE 10 2021 129 423.1. Diese Kupplung ist hier erfindungsgemäß ausgeführt. Die dort verwendeten Bezugszeichen werden auch hier verwendet und ergänzt. Die in diesem Systembeispiel erfindungsgemäß ausgeführte Kupplung K70 verbindet das Sonnenrad SR3 mit der Mittelhülse MH, die auch als Teilsteg für den abtriebseitigen Teil des Eingangsgetriebes dient. Der bewegliche Teil der Kupplung wird im Inneren der Mittelhülse mittels einer Steckverzahnung axial beweglich, drehgesichert geführt. Der axial feste Teil der Kupplung ist auf der Abtriebseite des axial eng geführten Sonnenrades SR3 einstückig untergebracht. Der bewegliche Teil der Kupplung hat im Inneren einen ringförmigen Bund, der als Anlauffläche für den auf der Hauptachse axial beweglich, drehgesichert geführten Schiebering verwandt wird. Der Schiebering ist so ausgebildet, dass der Bund im Inneren des beweglichen Kupplungsteils freidrehend, von einem drehgesicherten, mit Federkraft beaufschlagten Anschlagring und einer axial abgesetzten Anschlagfläche des Schieberings, eng geführt wird. Die axiale Länge des Absatzes ist nur geringfügig größer als die Wandstärke des innen liegenden Ringförmigen Bundes des beweglichen Kupplungsteils. Hierdurch wird eine Klemmwirkung vermieden. Die in Öffnungsrichtung wirkende Feder F71 sichert die Offenposition der Kupplung ab. Die in Schließrichtung wirkende Feder F70 unterstützt den Schließvorgang der Kupplung, da in der Steuernut N70 auf der Schalttrommel ST ein Spurwechsel erfolgt. Wird die Haftreibung nur teilkompensiert, wird der Schiebering nebst Anlaufscheibe um 180 Grad gedreht eingebaut und die Feder F71 entfällt. Denn nun wird, durch die Axialkräfte unterstützt, die Kupplung K70 gegen die Federkraft der F70 geöffnet. Dies gilt in gleicher Weise auch bei den anderen Beispielen.
Bei der K70 können eine Schrägung der Steckverzahnung sowie der Kupplungsverzahnung kombiniert verwendet werden. Vorzugsweise wird hier die Kupplungsverzahnung schräg gestellt.
Die Axialkräfte AS und AK (siehe jeweils Fig. 1e) unterstützen das Öffnen der Axialkupplung 100 in der Öffnungsrichtung x (ebenfalls in Fig. 1e dargestellt), sobald diese durch einen Aktuator 140 gesteuert wird.
Fig. 4b zeigt eine bevorzugte Ausführungsform einer Abwicklung der Steuernut N70 auf der Schalttrommel ST und die Raststellungen KR der Schaltstellungen G1-G10 für den Fall der Unterkompensation.
Fig. 4c zeigt eine bevorzugte Ausführungsform einer Steuernut N70 für den Fall der Kompensation bzw. Überkompensation. Der Schaltfinger SF wird von beiden Flanken der Steuernut N70 eng geführt.
Fig. 5a zeigt eine bevorzugte Ausführungsform einer Einbausituation einer erfindungsgemäßen Kupplung K40 in einer isolierten und detaillierteren Darstellung bei Kompensation bzw. Überkompensation der Axialkräfte. In dieser Ausführungsform wird eine schrägverzahnte Steckverzahnung und/oder eine schräge Kupplungsverzahnung verwendet. Es ist eine Planetenstufe, deren Antrieb ein Planetenträger ist und der Abtrieb über ein Hohlrad erfolgt. Zum Gangwechsel wird ein Sonnenrad SR2 drehfest gesetzt oder freigegeben. Hierzu wird eine Mitlaufsperre benötigt. Beim Freigeben des Sonnenrades SR2 muss die Kupplung K40 unter Last geöffnet werden. Innerhalb des Sonnenrades SR2 wird zu diesem konzentrisch, mittels einer Steckverzahnung SST drehfest, axial verschiebbar der bewegliche Kupplungsteil geführt. Zur Unterstützung des Schaltvorgangs wird die Steckverzahnung SST mit einem Schrägungswinkel βS und/oder die Wirkflächen der Kupplungsverzahnung bezüglich einer gedachten Ebene durch die Rotationsachse des Getriebes um den Winkel βK verdreht. Der drehfeste und axial festgesetzte Teil der Kupplung K40 ist mit der Hauptachse HA über eine Steckverzahnung SST verbunden. Die axiale Sicherung wird vorzugsweise, wie in Fig. 5a dargestellt, mittels Schrauben hergestellt, die in an die Schraube angepasste Bohrungen eingreift. Dargestellt in Fig. 5c ist die Ansteuerung der Axialkupplung für den Fall der Kompensation und Überkompensation der Reibkräfte. Die Ansteuerung der Kupplung K40 entspricht derjenigen der Kupplung K70. Für den Fall der Unterkompensation gilt auch hier das dort beschriebene.
Die Axialkräfte AS und AK (siehe jeweils Fig. 1e) unterstützen das Öffnen der Axialkupplung 100 in der Öffnungsrichtung x (ebenfalls in Fig. 1e dargestellt), sobald diese durch einen Aktuator 140 gesteuert wird.
Fig. 5b zeigt eine bevorzugte Ausführungsform einer Nut N40 für den Fall der Unterkompensation.
Fig. 5c zeigt eine bevorzugte Ausführungsform einer Nut N40 für den Fall der Kompensation bzw. Überkompensation.
Fig. 6 zeigt eine bevorzugte Ausführungsform einer Einbausituation einer Kupplung K90. Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung für ein derartiges Getriebe ist in Fig. 6 schematisch dargestellt. Die dort gezeigte abtriebsseitige Kupplung K90 des Nachschaltgetriebes NSG ist über zwei kaskadierte Schaltfinger angesteuert, dessen einer in einer Nut N94 in der Schalttrommel ST Spielarm geführt ist und dessen zweiter die rotierende Abtriebshülse H durchsetzt und einen Kupplungsring 130 ansteuert. Zwei Federn F90 und F91 zentrieren die gestapelten Schaltfinger. Bei geschlossener Kupplung K90 wird das Abtriebsmoment von der abtriebsseitigen Seitenwand des Hohlrades HR auf die Abtriebshülse übertragen, das frei rotieren kann, da ein Sicherungsring SR dessen axiales Spiel auf der Abtriebshülse H festlegt.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform wird eine Axialkupplung 100 näher an einer Hauptachse platziert. Die Axialkupplung 100 liegt in einer rotierenden Hülse H. Eine zur Schalterleichterung genutzte Schrägverzahnung ist zwischen einem Planetenträger PT und einer abtriebsseitigen Kupplungshälfte angeordnet. An dieser greifen auch Schaltfinger SF sowie zentrierende Federn an. Eine Stapelung von Schaltfingern SF entfällt also, wodurch die Konstruktion und Fertigung erheblich vereinfacht wird.
Bei den Kupplungen in dem Getriebe gemäß der DE 10 2018 007 A1 sind in dem ausgangsseitigen Getriebeblock die Schaltkräfte einiger Kupplungen K50, K90 über mehrere Stufen den Schaltringen zugeführt, wobei mitlaufende Hülsen von Schaltelementen durchsetzt werden, sodass bei einer Schrägstellung der Getriebeverzahnung an den Schaltelementen schwer zu kontrollierende Axialkräfte auftreten oder zum Schalten erforderlich sind. Es sind deshalb dort nur geringe Schrägstellungen von wenigen Grad vorgesehen.
Die Axialkräfte AS und AK (siehe jeweils Fig. 1e) unterstützen das Öffnen der Axialkupplung 100 in der Öffnungsrichtung x (ebenfalls in Fig. 1e dargestellt), sobald diese durch einen Aktuator 140 gesteuert wird. Fig. 7 zeigt einen Ausschnitt des Eingangsgetriebes EGG mit wenigstens einer erfindungsgemäßen Axialkupplung 100. Die beiden symmetrischen Planetengetriebe mit den Planetenrädern PR2 und PR3 sind mit symbolisch dargestellten Schrägverzahnungen versehen. Die hierbei entstehenden Axialkräfte sind so gerichtet, wie die Pfeile an den Sonnenrädern SR2, SR3 und an den Hohlrädern HR2 und HR3 andeuten, nämlich in den Öffnungsrichtungen der erfindungsgemäßen Kupplungen K40, K50. Die Reaktionskräfte, die über die Planetenräder PR2, PR3 auf die miteinander verbundenen Hohlräder HR2 und HR3 wirken, kompensieren sich gegenseitig und halten sie zentriert aufeinander als ein sog. fliegendes Ringpaar. Den Öffnungskräften AS und AK entgegengerichtet sind Schließfedern F40, F50. Dadurch sind relativ moderate Schaltkräfte an den Schaltfingern, die jeweils in loser Passung in Steuernuten N40, N50 greifen, erforderlich, um auch bei hoher Getriebelast die Umschaltung der Axialkupplungen zu bewerkstelligen.
Die Lösefedern F41 , F51 sind so dimensioniert, dass die Schieberinge geöffnete Kupplungsstellungen sichern, auch wenn bei fehlender oder geringer Getriebelast keine Hilfskraft aus der Schrägverzahnung verfügbar ist.
Es ist vorteilhaft, dass die Sonnenräder und der zugehörige Kupplungsring einteilig zu fertigen sind. In dem bezeichneten Hinterradgetriebe genügt ein Kupplungsweg zwischen dem Schließ- und Öffnungszustand von nur ca. 1 ,5 mm.
Bei Fig. 7 werden die Axialkräfte der Laufverzahnung und die der Kupplungsverzahnung genutzt. Lediglich die Kupplung K40 wird unter Last geöffnet. Die Kupplung K50 geht in den Freilaufmodus über, wenn die Kupplung K70, die Blockumlaufkupplung, geschlossen wird. Das Sonnenrad SR3 wird dann einfach in Drehrichtung mitgenommen. Deshalb könnte auf die Schrägung bei Kupplung K50 verzichtet werden. Die Ansteuerung bleibt dann so, wie diese in der Fig. 2 zu sehen ist. Hierdurch wird eine Ausgestaltung bereitgestellt, die es ermöglicht, bei schwierigen Platzverhältnissen gute Lösungen zu finden. In diesem Fall sind die Axialkräfte der Kupplung K50 unterkompensiert.
Die Kupplung K40 arbeitet als Mitlaufsperre und die Kupplung K50 arbeitet als Rücklaufsperre.
Die Schrägverzahnung befindet sich in einer bevorzugten Ausführungsform einerseits auf den Laufverzahnungen und andererseits auch in der Kupplungsverzahnung. Dies liegt in der geometrischen und tribologischen Situation begründet, da auch nur die Kupplung K40 unter Last geschaltet werden muss. Bei einem angenommenen Wälzreibwert der Laufverzahnung von μL = 0,015, was einem Reibwinkel ρL von 0,86 Grad entspricht, bezogen auf einen Teilkreisradius rL von 25 mm, einem mittleren Teilkreisradius rK der Kupplungsverzahnung von 17,2 mm bei einem Reibwert μK von 0,12, was einem Reibungswinkel ρK von 6,84 Grad entspricht, ergeben sich die folgenden Auslegungsvananten bei Kompensation der Reibkräfte gemäß dem erfinderischen Verfahren: βK = 0 => βL = 10,9 Grad, βK = ρK = 6,84 Grad, βL = ρL = 0,86 Grad, βK = 3 Grad => βL = 6,44 Grad sowie βK = 5 Grad => βL = 3,54 Grad.
Man erkennt, dass die Summe der Reibungswinkel ρK und ρL nur bei einzeln auskompensierten Verzahnungen der tatsächlich notwendigen Winkelsumme entspricht.
Die Axialkraft AGES unterstützt das Öffnen der Axialkupplung 100 in der Öffnungsrichtung x, sobald diese durch einen Aktuator 140 (siehe Fig. 1e) in Öffnungsrichtung x gesteuert wird. Die Figuren 2 bis 7 zeigen eine Kupplungsbaugruppe oder Ausschnitte einer Kupplungsbaugruppe umfassend ein Planetengetriebe mit mindestens einer Axialkupplung 100 mit einem axial verschiebbaren Kupplungsring 130 zur Betätigung einer axial verzahnten Axialkupplung 100, die einerseits von einer Schließfeder 111 , 111’ mit einer Schließkraft beaufschlagt ist und zudem mit wenigstens einem Aktuator 140, umfassend wenigstens einen Schaltfinger eingreifend in eine partiell gewendelte Führungsnut einer Schalttrommel, so dass jeweils in vorgegebenen Verdrehstellungen derselben deren Nutenseitenwand eine Schaltkraft gegen die Schließkraft auf die Schaltfinger ausüben und dadurch die Axialkupplung 100 öffnet und somit einen anderen Schaltzustand der jeweiligen Getriebestufe herstellen, dadurch gekennzeichnet, dass die Verzahnung des Planetengetriebes als eine Schrägverzahnung so ausgebildet ist, dass dadurch unter einer Belastung auftretenden drehmomentabhängige Axialkräfte AGES in Öffnungsrichtung der Axialkupplung 100, umfassend die Kupplungen K40, K50 wirken, und die durch die zwischen den sich berührenden Kupplungszähnen auftretende, einer Trennung der Axialkupplung 100 entgegen gerichtet wirkende, Haftreibung weitgehend kompensieren, wobei daraus resultierende an den Kupplungselementen auftretende Reaktionskräfte mit Stützelementen an benachbarten Getriebekomponenten abgefangen werden.
Die Bezugszeichenliste bezieht sich auf die beigefügten Figuren.
100 Axialkupplung
110 beweglicher Kupplungsteil
111 ; 111‘ Feder
112 wenigstens ein Zahn der Steckverzahnung
113 Steckverzahnung
114 Kupplungsverzahnung
120 Stirnrad
130 Kupplungsring
131 asymmetrische Zähne
132 steile Flanke der Kupplungsverzahnung
133 flache Rampe der Kupplungsverzahnung
140 Aktuator
200 erste Welle
220 zweite Welle
210 Rotationsachse
300 Schiebering mit Bund
600 Laufverzahnung
WP1 erste Wirkflächenpaarung
WP2 zweite Wirkflächenpaarung
MP1 erste Materialpaarung
MP2 zweite Materialpaarung ρS Reibungswinkel Steckverzahnung ρK Reibungswinkel Kupplungsverzahnung ρL Reibungswinkel Laufverzahnung βS Schrägungswinkel von 113 βK Schrägungswinkel von 114 βL Schrägungswinkel von 600 β1 erster Schrägungswinkel β2 zweiter Schrägungswinkel β3 Schrägungswinkel von 133 μS Reibungswert Steckverzahnung μK Reibungswert Kupplungsverzahnung μL Reibungswert Laufverzahnung rS Teilkreisradius Steckverzahnung rK mittlerer Teilkreisradius Kupplungsverzahnung rL Teilkreisradius Laufverzahnung
NS, NK Normalkraft Steck-/Kupplungsverzahnung
RS, RK Reibkraft Steck-/Kupplungsverzahnung
FS, FK Tangentialkraft Steck-/Kupplungsverzahnung
AS, AK axiale Komponente von NS, NK AGES Summe der durch Schrägstellung von
Zahnrädern
Erzeugten Axialkräfte
XS, XK Effektive Axialkraft an
Steck-/Kupplungsverzahnung
XGES Summe der effektiven Axialkräfte x, Öffnungsrichtung
M1 , M2 Drehmoment
M Betrag des Drehmoments M1/M2
AH Antriebshülse
HA Hauptachse
MH Mittelhülse
NH Nabenhülse
ST Schalttrommel
N20, N30, N40, N50, N60, N70,
N80, N90, NSR, NHR Steuernut(en)
L Lager von MH
PT1-2, PT3/PT3-4, PT5 Planetenträger
ZL Zwischenlager PT1-2 zu PT3-4
SR1 - SR5 Sonnenräder
PR1 - PR5 Planetenräder
HR2-3, HR5 Hohlräder F5 Rückstellfeder
F40, F50 Schließfeder
F41 , F51 Lösefeder
F70, F71 Feder
ASL axiales Stützlager
ASE axiales Stützelement
D5 Drehmomentübertrager
KR Raststellungen
AS Anlaufscheibe
IGH Integrated Gear Hub
HR Hohlrad
PR Planetenrad
SR Sonnenrad
EGG Eingangsgetriebe
NSG Nachschaltgetriebe
G1... G10 Schaltstellungen
K20, K30, K40 Kupplungen erstes Teilgetriebe
K50, (K60), K70, K80 Kupplungen zweites Teilgetriebe
KSR Sonnenradkupplung im NSG
KHR Hohlradkupplung im NSG
SST schrägverzahnte Steckverzahnung
SF Schaltfinger
K Kulisse
H Hülse
Symbolliste
Figure imgf000038_0001
Figure imgf000039_0001

Claims

Ansprüche 1. Axialkupplung (100) mit einer ersten Welle (200) und mit einer zweiten Welle (220), welche gesteuert durch einen Aktuator (140) kuppelbar und entkuppelbar ist, umfassend eine erste Wirkflächenpaarung (WP1 ) mit einem ersten Schrägungswinkel (β1) und eine zweite Wirkflächenpaarung (WP2) mit einem zweiten Schrägungswinkel (β2), wobei der erste Schrägungswinkel (β1) einen Winkelbereich von 0 Grad bis 30 Grad gegenüber einer gedachten Ebene durch eine Rotationsachse (210) und der zweite Schrägungswinkel (β2) einen Winkelbereich von 0 Grad bis 30 Grad gegenüber einer gedachten Ebene durch eine Rotationsachse (210) umfasst und die Summe der Schrägungswinkel (β1) plus (β2), über welche eine drehmomentabhängige Axialkraft (AGES) erzeugbar ist und welche den Entkupplungsvorgang der Axialkupplung (100) unter Last unterstützt, einen Winkelbereich von 3 Grad bis 35 Grad umfasst.
2. Axialkupplung (100) nach Anspruch 1 wobei die erste Wirkflächenpaarung (WP1 ) eine Steckverzahnung (113) mit wenigstens einem Zahn (112) umfasst und der erste Schrägungswinkel (β1) einen Schrägungswinkel (βS) umfasst und die zweite Wirkflächenpaarung (WP2) eine Kupplungsverzahnung (114) umfasst und der zweite Schrägungswinkel (β2) einen Schrägungswinkel (βK) umfasst.
3. Axialkupplung (100) nach Anspruch 2, wobei ein Kupplungsring (130) der Kupplungsverzahnung (114) eine asymmetrische Verzahnung (131 ) mit wenigstens einem Zahn (112) aufweist, umfassend eine Flanke (132), den Winkel (βK) aufweist.
4. Axialkupplung (100) nach Anspruch 3, wobei der Kupplungsring (130) durch einen Aktuator (140) in einer Öffnungsrichtung x steuerbar ausgebildet ist, wobei die Axialkraft (AGES) das Öffnen der Axialkupplung (100) in Öffnungsrichtung x, unterstützt.
5. Axialkupplung (100) nach Anspruch 1 wobei die erste
Wirkflächenpaarung (WP1) eine Steckverzahnung (113) mit wenigstens einem Zahn (112) umfasst und der erste Schrägungswinkel (β1) einen Schrägungswinkel (βS) umfasst und die zweite Wirkflächenpaarung (WP2) eine Laufverzahnung (600) umfasst und der zweite
Schrägungswinkel (β2) einen Schrägungswinkel (βL) umfasst
6. Axialkupplung (100) nach Anspruch 1 wobei die erste
Wirkflächenpaarung (WP1) eine Kupplungsverzahnung (114) mit wenigstens einem Zahn (112) umfasst, und der erste Schrägungswinkel (ßi) einen Schrägungswinkel (βK) umfasst und die zweite Wirkflächenpaarung (WP2) eine Laufverzahnung (600) umfasst und der zweite Schrägungswinkel (β2) einen Schrägungswinkel (βL) umfasst
7. Axialkupplung (100) nach einem der vorherigen Ansprüche, wobei die erste Materialpaarung (MP1 ) der ersten Wirkflächenpaarung (WP1) und die zweite Materialpaarung (MP2) der zweiten Wirkflächenpaarung (WP2) eine der Materialpaarungen aus Stahl, Bronze, Berylliumkupfer, Aluminium, Aluminiummehrstoffbronze, Keramik, Carbon oder Carbonfasern einzeln oder in Kombination umfasst, um ein sicheres Entkuppeln zu gewährleisten.
8. Kupplungsbaugruppe umfassend ein Planetengetriebe mit mindestens einer Axialkupplung (100) mit einem axial verschiebbaren Kupplungsring (130) zur Betätigung einer axial verzahnten Axialkupplung (100), die einerseits von einer Schließfeder (111 , 111’) mit einer Schließkraft beaufschlagt ist und zudem mit wenigstens einem Aktuator (140), umfassend wenigstens einen Schaltfinger eingreifend in eine partiell gewendelte Führungsnut einer Schalttrommel, so dass jeweils in vorgegebenen Verdrehstellungen derselben deren Nutenseitenwand eine Schaltkraft gegen die Schließkraft auf die Schaltfinger ausüben und dadurch die Axialkupplung (100) öffnet und somit einen anderen Schaltzustand der jeweiligen Getriebestufe herstellen, dadurch gekennzeichnet, dass die Verzahnung des Planetengetriebes als eine Schrägverzahnung so ausgebildet ist, dass dadurch unter einer Belastung auftretenden drehmomentabhängige Axialkräfte (AGES) in Öffnungsrichtung der Axialkupplung (100), umfassend die Kupplungen (K40, K50) wirken, und die durch die zwischen den sich berührenden Kupplungszähnen auftretende, einer Trennung der Axialkupplung (100) entgegen gerichtet wirkende, Haftreibung weitgehend kompensieren, wobei daraus resultierende an den Kupplungselementen auftretende Reaktionskräfte mit Stützelementen an benachbarten Getriebekomponenten abgefangen werden.
9. Kupplungsbaugruppe, umfassend ein Planetengetriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass jeweils Sonnenräder (SR2, SR3) zweier spiegelbildlich benachbart angeordneter schrägverzahnter Planetengetriebe, die durch Kupplungen (K40, K50) mit einer Hauptachse (HA) verbunden bzw. von dieser gelöst werden, wobei die jeweils auftretenden Reaktionskräfte der Sonnenräder, die auf die zugehörigen Planetenräder (PR2, PR3) übertragen werden und von diesen an die zugehörigen Hohlräder (HR2-3) weitergeleitet werden, durch deren Zusammenschluss gegenseitig abgefangen werden.
10. Kupplungsbaugruppe, umfassend ein Planetengetriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Kupplungsringe jeweils mit der Kupplung (K40, K50) verbunden sind.
11. Kupplungsbaugruppe, umfassend ein Planetengetriebe nach einem der Ansprüche 8 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Schrägverzahnung eine Laufverzahnung ist, deren Schrägungswinkel zwischen 5 Grad und 12 Grad, insbesondere zwischen 8 Grad und 10 Grad, liegt.
12. Kupplungsbaugruppe, umfassend ein Planetengetriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Schrägverzahnung eine Steckverzahnung ist und das Hohlrad mit einem Stützlager an der Nabenhülse und darüber an dem Getriebegehäuse abgestützt ist.
13. Kupplungsbaugruppe, umfassend ein Planetengetriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Schaltfinger, der in der Nut (N60/N80) toleranzarm in der Steuertrommel (ST) geführt ist, auf der Hauptachse (HA) beidseitig axial zwischen zwei Federn, die jeweils axial endseitig mit Stützscheiben auf der Hauptachse festgelegt sind, zentriert gehalten ist, ein zum Planetenträger (PT) hin schrägverzahntes Sonnenrad axial verschieblich ansteuert, das einen Kupplungsring trägt, dessen Pedant an der drehbaren Hülse (H) axial festgelegt ist und die zu schaltende Kupplung (K60, K80) bildet.
14. Verfahren zur Dimensionierung der Axialkupplung gemäß einem der vorangehenden Ansprüche in folgenden Schritten:
• Bestimmung eines Reibungskoeffizienten (μ1) zwischen dem an einer ersten Materialpaarung (MP1) beteiligten Wirkflächenpaar (WP1 ) und eines Reibungskoeffizienten (μ2) zwischen dem an einer zweiten Materialpaarung (MP2) beteiligten Wirkflächenpaar (WP2) mittels üblicher Verfahren am Objekt und/oder aus einer Tabelle mit Materialeigenschaften entnommen.
• Bestimmung eines wirksamen Teilkreisradius (r1) der ersten Wirkflächenpaarung (WP1 ) und eines wirksamen Teilkreisradius (r2) der zweiten Wirkflächenpaarung (WP2) aus den Konstruktionsdaten.
• Bestimmung bzw. Festlegung eines ersten Schrägungswinkels (β1) der ersten Wirkflächenpaarung (WP1) und eines zweiten Schrägungswinkels (β2) der zweiten Wirkflächenpaarung (WP2) aus solchen Konstruktionsdaten, die lastunabhängig sind, nämlich den Reibungskoeffizienten der ersten Materialpaarung (MP1 ) und der zweiten Materialpaarung (MP2) (μ1) und (μ2), den Teilkreisradien der ersten Wirkflächenpaarung (WP1 ) und der zweiten Wirkflächenpaarung (WP2) (r1) und (r2) wobei sich z. B. im Falle vollständiger Kompensation der Reibkräfte der Winkel (β2) als Funktion von (β1) bestimmen lässt: β2 = 2*arctan( [ a*b + ((a2 + 1 )*(b2 + 1 ))1/2 - 1 ] / [ a + b ] ) mit: a = μ2 b = - r2 / r1 * [ sin(β1) - μ1*cos(β1) ] / [ cos(β1) + μ1*sin(β1) ].
15. Verfahren zur Dimensionierung der Axialkupplung gemäß Anspruch 14, aufweisend eine Näherung für Winkel bis zu 30° mit: β2 = ρ2 - (r2 / r1) * (β1 - ρ1) und mit: ρi = arctan(μi).
PCT/EP2023/058587 2022-04-02 2023-03-31 Verbessertes schalten von axialkupplungen mit flachverzahnungen unter last WO2023187209A1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102022107915.5 2022-04-02
DE102022107915.5A DE102022107915B3 (de) 2022-04-02 2022-04-02 Verbessertes Schalten von Axialkupplungen mit Flachverzahnungen unter Last

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2023187209A1 true WO2023187209A1 (de) 2023-10-05

Family

ID=82702518

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2023/058587 WO2023187209A1 (de) 2022-04-02 2023-03-31 Verbessertes schalten von axialkupplungen mit flachverzahnungen unter last

Country Status (2)

Country Link
DE (1) DE102022107915B3 (de)
WO (1) WO2023187209A1 (de)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102022107137A1 (de) * 2022-03-25 2023-09-28 Karlheinz Nicolai Schaltungsanordnung für ein Fahrrad

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2351240A1 (de) * 1973-10-12 1975-04-17 Bosch Gmbh Robert Ueberrastkupplung
FR3019242A1 (fr) * 2014-03-28 2015-10-02 Tordo Belgrano Sa Systeme de renvoi d'angle a securite integree
US20170002899A1 (en) * 2013-11-29 2017-01-05 Ricardo Deutschland Gmbh Transmission and method for operating same
DE102018007326A1 (de) 2018-03-28 2019-10-02 Wilfried Donner Mehrganggetriebe mit zwei Planetengetrieben
JP6738987B2 (ja) * 2015-06-30 2020-08-12 アダマンド並木精密宝石株式会社 クラッチ装置及び該クラッチ装置を用いたモータユニット
DE102019205602A1 (de) * 2019-04-17 2020-10-22 Zf Friedrichshafen Ag Parksperrenrad und Parksperrenanordnung
DE102021129423B3 (de) 2021-11-11 2023-03-23 Wilfried Donner Radnabe mit mehrganggetriebe

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10201807A1 (de) 2002-01-18 2003-07-31 Deutsche Telekom Ag Verfahren für das selektive Routing einer Voice-Over-IP-Verbindung zu einer Servicerufnummer
DE202012009449U1 (de) 2012-10-01 2014-01-07 Hetal-Werke Franz Hettich Gmbh & Co. Kg Bewegungsvorrichtung für ein bewegbares Möbelteil
DE102013213156A1 (de) 2013-07-04 2015-01-08 Zf Friedrichshafen Ag Schaltvorrichtung und Fahrzeugantriebsstrang sowie Verfahren zum Betreiben einer Schaltvorrichtung und eines Fahrzeugantriebsstranges
DE102014101726B4 (de) 2014-02-12 2017-12-07 Umut Özcan Lastschaltbare Mehrgangplanetengetriebe
UA118398C2 (uk) 2017-04-07 2019-01-10 Костянтин Володимирович Богданов Механізм зчеплення для велосипеда або велосипеда з додатковим електричним приводом

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2351240A1 (de) * 1973-10-12 1975-04-17 Bosch Gmbh Robert Ueberrastkupplung
US20170002899A1 (en) * 2013-11-29 2017-01-05 Ricardo Deutschland Gmbh Transmission and method for operating same
FR3019242A1 (fr) * 2014-03-28 2015-10-02 Tordo Belgrano Sa Systeme de renvoi d'angle a securite integree
JP6738987B2 (ja) * 2015-06-30 2020-08-12 アダマンド並木精密宝石株式会社 クラッチ装置及び該クラッチ装置を用いたモータユニット
DE102018007326A1 (de) 2018-03-28 2019-10-02 Wilfried Donner Mehrganggetriebe mit zwei Planetengetrieben
DE102019205602A1 (de) * 2019-04-17 2020-10-22 Zf Friedrichshafen Ag Parksperrenrad und Parksperrenanordnung
DE102021129423B3 (de) 2021-11-11 2023-03-23 Wilfried Donner Radnabe mit mehrganggetriebe

Also Published As

Publication number Publication date
DE102022107915B3 (de) 2022-08-25

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE102005061267B4 (de) Differentialanordnung mit zwei gemeinsam betätigten Axialverstellvorrichtungen
AT510922B1 (de) Getriebeanordnung zur variablen drehmomentverteilung
DE3805284C2 (de) Mittendifferential für ein Fahrzeug mit Vierradantrieb
DE10160026B9 (de) Betätigungsmechanismus zur Axialverstellung mit doppelter Funktion
DE102005033244A1 (de) Differentialantriebsbetätigungseinheit
DE3906274A1 (de) Hydraulische vorrichtung fuer ein automatisches getriebe
EP0248899B1 (de) Stufenschaltgetriebe
DE4137931C2 (de) Differential
DE102016123125B4 (de) Verfahren zum Zusammenbau eines Leistungsübertragungssystems für ein Fahrzeug
DE202017106133U1 (de) Mehrstufiger Kugelrampenaktuator
WO2019001618A1 (de) Antriebsvorrichtung für ein kraftfahrzeug
DE3513888C2 (de)
DE3837541C2 (de)
WO2023187209A1 (de) Verbessertes schalten von axialkupplungen mit flachverzahnungen unter last
DE2557243A1 (de) Kraftuebertragungsvorrichtung mit veraenderbarer uebersetzung
DE102016123435B4 (de) Leistungsübertragungssystem für ein Fahrzeug
WO2005028236A1 (de) Getriebeanordnung
DE3814206A1 (de) Selbsttaetig begrenzt sperrendes kegelradausgleichsgetriebe, insbesondere fuer kraftfahrzeuge
WO2021037592A1 (de) Schaltwalzenanordnung und getriebeanordnung mit einer solchen schaltwalzenanordnung
WO2007138005A1 (de) Getriebeeinheit zur führung eines antriebsmomentes von einer antriebswelle auf zwei abtriebswellen
DE102018205126B4 (de) Torque Vectoring-Überlagerungseinheit für ein Differenzialausgleichsgetriebe
WO2007138003A1 (de) Getriebeeinheit mit wenigstens einem lamellenschaltelement
DE10317316B4 (de) Modular aufrüstbares Differentialgetriebe
WO2007138002A1 (de) Einrichtung zur axialeinstellung wenigstens eines lamellenschaltelementes
EP1097310B1 (de) Synchronisiereinrichtung

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 23721277

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1