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EP3189252A1 - Schaltzahnrad für hohe getriebespreizung - Google Patents

Schaltzahnrad für hohe getriebespreizung

Info

Publication number
EP3189252A1
EP3189252A1 EP15754223.4A EP15754223A EP3189252A1 EP 3189252 A1 EP3189252 A1 EP 3189252A1 EP 15754223 A EP15754223 A EP 15754223A EP 3189252 A1 EP3189252 A1 EP 3189252A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
gear
output shaft
gears
outer diameter
ring member
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Withdrawn
Application number
EP15754223.4A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Jochen Erhardt
Thomas Reichenberger
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Hilti AG
Original Assignee
Hilti AG
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
Application filed by Hilti AG filed Critical Hilti AG
Publication of EP3189252A1 publication Critical patent/EP3189252A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/02—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion
    • F16H3/08—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts
    • F16H3/083—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts with radially acting and axially controlled clutching members, e.g. sliding keys
    • 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
    • F16H—GEARING
    • F16H15/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members
    • F16H15/48—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members with members having orbital motion
    • F16H15/50—Gearings providing a continuous range of gear ratios
    • F16H15/52—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of another member
    • 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
    • F16H—GEARING
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/02—Toothed members; Worms
    • F16H55/17—Toothed wheels
    • 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
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/02—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion
    • F16H3/08—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts
    • F16H2003/0807—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts with gear ratios in which the power is transferred by axially coupling idle gears

Definitions

  • the present invention relates to a gear for a transmission, in particular a pull key.
  • a speed or torque from a first shaft (drive shaft) to a second shaft (output shaft) is transmitted.
  • a plurality of different sized gears i. Gears with different sizes outside diameters.
  • the two shafts are arranged in the transmission to each other so that the individual gears of the drive shaft engage in the gears of the output shaft.
  • the individual gears of the two shafts are in different proportions to each other in engagement.
  • different ratios of the two shafts in the transmission are possible.
  • gears of the drive shaft are fixed (i.e., frictionally engaged) to the drive shaft.
  • the output shaft is designed as a hollow shaft, in which a pull-type wedge (also called switch pin) is located.
  • the draw key can be moved by means of a shift rod in the axial direction within the output shaft designed as a hollow shaft output shaft.
  • the individual gears of the output shaft have on the inside a driving contour in the form of opposite grooves. In these grooves, the pulling wedge can be inserted, resulting in a positive or non-positive connection between the output shaft and the respective gear. Because of this positive or non-positive connection between the output shaft and the respective gear of the output shaft, the rotational speed or the torque of the drive shaft via the corresponding gears of the two shafts are transmitted to the output shaft.
  • the largest possible gear spread is of great importance.
  • the gear spread designates this Size ratio between the largest gear (largest outer diameter of the gear) to the smallest gear (smallest outer diameter of the gear). Due to the often limited space in the interior of the gear housing, however, the largest gear can not assume an unlimited outer diameter.
  • the outer diameter of the smallest gear in turn, can not fall below a minimum value due to the necessary minimum diameter of the output shaft. This minimum value is often influenced by certain strength values and robustness requirements of this small gear, as even the smallest gear in the transmission must withstand and transmit relatively high speeds and a relatively high torque. In other words, the outer diameter of the smallest gear is always considerably larger than the outer diameter of the output shaft.
  • Object of the present invention is therefore to provide a gear for a transmission, in particular a pull key, available, with the largest possible gear spread can be achieved.
  • the gear includes a first ring element and a second ring element, wherein the first ring element has a driving contour for receiving a shaft pin of the transmission and the second ring element has a toothing on an outer surface.
  • the dimensioning of the toothing of the gear from the dimensioning of the driving contour for receiving a shaft pin of the transmission is decoupled and variably framed.
  • the outer diameter of the toothing can be made smaller than the outer diameter of the driving contour, whereby a smaller gear and consequently a large gear spread can be achieved.
  • the second ring member is positioned in a direction behind the first ring member and the outer diameter of the second ring member is smaller than the outer diameter of the first ring member. This ensures that the outer diameter of the second Ring element together with the toothing can be smaller than the outer diameter of the first ring element together with the driving contour.
  • the entrainment contour contains at least four grooves lying opposite the inner surface of the first annular element. In this way, a quick recording of the shaft pin in the grooves of the driving contour and thus a faster switching to another gear can be ensured.
  • Fig. 1 is a perspective view of an output shaft with a number of gears and a shift rod together a gear according to the invention
  • FIG. 2 shows a cross section through the output shaft including gears, shift rod and pull key.
  • Fig. 6 is a perspective view of the gear according to the invention and drawing wedge
  • Fig. 7 is a side view of the gear according to the invention.
  • Fig. 1 1 is a front perspective view of the gear according to the invention.
  • Fig. 1 shows an output shaft 1 with a first gear 2, second gear 3, third gear 4 and fourth gear 5.
  • Each of the gears 2, 3, 4, 5 has on the respective outer surface 6, 7, 8, 9 a corresponding toothing 10, 1 1, 12, 13 on.
  • the four gears 2, 3, 4, 5 have different outer diameter.
  • the first gear 2 has the largest outer diameter
  • the second gear 3 has the second largest outer diameter
  • the third gear 4 has the third largest outer diameter
  • the fourth gear 5 has the fourth largest and thus smallest outer diameter.
  • the output shaft 1 and the four gears 2, 3, 4, 5 are part of a (not shown) Wedge gear.
  • the drive wedge gear further includes a drive shaft on which a first gear, second gear, third gear and fourth gear are also positioned.
  • the four gears of the drive shaft also have different sized outer diameter.
  • the drive shaft and the first gear, second gear, third gear and fourth gear on the drive shaft is not shown in the figures.
  • the four gears 2, 3, 4, 5 of the output shaft 1 and the drive shaft are positioned in a reverse ratio to each other so that the gears of the gears mesh.
  • the output shaft 1 and the drive shaft are positioned parallel to each other in the transmission.
  • the teeth 10 of the gear 2 of the output shaft with the largest outer diameter engages in the toothing of the gear of the drive shaft with the smallest outer diameter.
  • the remaining gears 3, 4, 5 of the output shaft 1 and drive shaft are positioned according to their outer diameters corresponding to each other. Due to the size different arrangement of the gears with moving outer diameters 1 different ratios of speed and torque can be generated between the drive shaft and the output shaft.
  • each of the four toothed wheels 2, 3, 4, 5 on the respective outer surface 6, 7, 8, 9 has a corresponding toothing 10, 11, 12, 13 and on the inner surface 14, 15, 16, 17 a number of opposing grooves 20.
  • the grooves 20 serve to receive a pull-wedge 30th
  • the output shaft 1 has a through bore 19.
  • a shift rod 22 is positioned in the through hole 19.
  • the shift rod 22 can be displaced in and against the axial direction N relative to the output shaft 1.
  • the shift rod 22 has a first end 22a and a second end 22b.
  • the pull key 30 includes a cylindrical body 32 having a first end 32a and a second end 32b.
  • the main body 32 of the pull key 30 is arranged at right angles to the longitudinal extent of the output shaft 1 and the axial direction N. The first end 32 a and the second end 32 b of the main body 32 protrude from the output shaft 1.
  • the pull key 30 is dimensioned such that the first end 32a and the second end 32b of the base body 32 can be inserted into the respective grooves 20 of the individual four gears 2, 3, 4, 5.
  • the pull key 30 is inserted into the respective grooves 20 of one of the four gears 2, 3, 4, 5, there is a frictional connection between the output shaft 1, the pull key 30 and the respective gear 2, 3, 4, 5.
  • the fourth gear 5 includes a first ring member 50 and a second ring member 60.
  • the first ring member 50 includes a first end 50a, a second end 50b, an outer surface 52 and an inner surface 54 (see Fig. 10).
  • the outer surface 52 of the first ring element 50 is designed as a continuous surface.
  • the inner surface 54 of the first ring member 50 includes a driving contour 70.
  • the driving contour 70 includes six grooves 41, 42, 43, 44, 45, 46, which are divided into three pairs of grooves, each with two opposing grooves.
  • the six grooves 41, 42, 43, 44, 45, 46 are equally spaced from each other on the inner surface 54 of the first ring member 50 is positioned.
  • the grooves 41, 42, 43, 44, 45, 46 extends around the driving contour 70, the inner surface 54, which is designed as a smooth continuous surface.
  • the driving contour 70 may include fewer or more than six grooves or three pairs of grooves.
  • the pairs of grooves serve to receive the first end 32 a and the second end 32 b of the main body 32 of the draw key 30.
  • the entrainment contour 70 is positioned at a certain distance X from the first end 50 a of the first ring element 50. Of the Distance X of the driving contour 70 to the first end 50a of the first ring element 50 serves to more easily insert the pulling wedge 30 into the driving contour 70 during a gear change.
  • the second ring member 60 includes a first end 60a, a second end 60b, an outer surface 62 and an inner surface 64. As shown particularly in FIG. 11, the circumferential toothing 13 is positioned on the outer surface 62 of the second ring member 60.
  • the inner surface 64 of the second ring member 60 is designed as a smooth continuous surface.
  • the first ring element 50 and the second ring element 60 are positioned one behind the other in the axial direction N, so that the second end 54 of the first ring element 50 bears against the first end 62 of the second ring element 60.
  • the outer diameter A of the first ring member 50 is larger than the outer diameter B of the second ring member 60.
  • the outer diameter B of the second ring member 60 together with the teeth 13 is smaller than the outer diameter A of the first ring member 50.
  • the outer diameter B of the second ring member 60 together with the toothing 13 only slightly larger than the outer diameter C of the output shaft 1 (see Fig .. 2).
  • the surface 90 around the entrainment contour 70 and the inner surface 64 of the second ring element 60 form a smooth continuous running surface, so that the surface 100 of the output shaft 1 is in large contact with the surface 90 around the entrainment contour 70 and the inner surface 64 of the second ring element 60.
  • This large-area contact is a particularly quiet circulation, i. without jumping or seizing, the fourth gear 5 is ensured around the output shaft 1.
  • the toothing and the driving contour of the gear according to the invention can be produced by cold extrusion. However, it is also possible that the gear according to the invention is also produced by any other suitable manufacturing method.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Structure Of Transmissions (AREA)
  • Gears, Cams (AREA)

Abstract

Zahnrad für ein Getriebe, insbesondere ein Ziehkeilgetriebe. Das Zahnrad enthält ein erstes Ringelement und ein zweites Ringelement, wobei das erste Ringelement eine Mitnahmekontur zur Aufnahme eines Schaftstifts des Getriebes aufweist und das zweite Ringelement an einer Außenfläche eine Verzahnung aufweist.

Description

„Schaltzahnrad für hohe Getriebespreizung"
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein Zahnrad für ein Getriebe, insbesondere ein Ziehkeilgetriebe.
Bei einem Ziehkeilgetriebe wird, ähnlich jedes anderen Getriebes, eine Drehzahl bzw. ein Drehmoment von einer ersten Welle (Antriebswelle) auf eine zweite Welle (Abtriebswelle) übertragen. Hierzu befindet sich auf der ersten Welle sowie auf der zweiten Welle eine Vielzahl unterschiedlich großer Zahnräder, d.h. Zahnräder mit unterschiedlich großen Aussendurchmessern. Die beiden Wellen sind in dem Getriebe so zueinander angeordnet, dass die einzelnen Zahnräder der Antriebswelle in die Zahnräder der Abtriebswelle greifen. Die einzelnen Zahnräder der beiden Wellen stehen dabei in unterschiedlichen Größenverhältnissen zueinander in Eingriff. Je nach Konstellation der unterschiedlich großen Zahnräder der Antriebswelle und der Abtriebswelle zueinander sind verschiedene Übersetzungsverhältnisse der beiden Wellen in dem Getriebe möglich.
Auf der Abtriebswelle sind dazu die einzelnen Zahnräder bewegbar, d.h. relativ zu der Abtriebswelle drehbar, positioniert. Mit anderen Worten: es besteht kein Kraftschluss zwischen der Abtriebswelle und den dazugehörigen Zahnrädern. Die Abtriebswelle kann somit relativ zu den Zahnrädern gedreht werden.
Im Gegensatz dazu sind die Zahnräder der Antriebswelle fest (d.h. kraftschlüssig) mit der Antriebswelle verbunden.
Die Abtriebswelle ist als Hohlwelle ausgebildet, in der sich ein Ziehkeil (auch Schaltstift genannt) befindet. Der Ziehkeil kann mit Hilfe einer Schaltstange in axialer Richtung innerhalb der als Hohlwelle ausgestaltenden Abtriebswelle verschoben werden.
Die einzelnen Zahnräder der Abtriebswelle weisen an der Innenseite eine Mitnahmekontur in Form von gegenüberliegenden Nuten auf. In diese Nuten kann der Ziehkeil eingefügt werden, wodurch sich eine form- bzw. kraftschlüssige Verbindung zwischen Abtriebswelle und dem jeweiligen Zahnrad ergibt. Aufgrund dieser form- bzw. kraftschlüssige Verbindung zwischen Abtriebswelle und dem jeweiligen Zahnrad der Abtriebswelle kann die Drehzahl bzw. das Drehmoment der Antriebswelle über die entsprechenden Zahnräder der beiden Wellen auf die Abtriebswelle übertragen werden.
Für eine optimale Nutzung bzw. Verwendung eines Ziehkeilgetriebes ist eine möglichst große Getriebespreizung von hoher Bedeutung. Die Getriebespreizung bezeichnet dabei das Größenverhältnis zwischen dem größten Zahnrad (größter Außendurchmesser des Zahnrads) zu dem kleinsten Zahnrad (kleinster Außendurchmesser des Zahnrads). Aufgrund des oftmals begrenzten Bauraums im Inneren des Getriebegehäuses kann jedoch das größte Zahnrad keinen unbegrenzt großen Außendurchmesser annehmen. Der Außendurchmesser des kleinsten Zahnrads kann wiederum aufgrund des notwendigen Mindestdurchmessers der Abtriebswelle nicht unterhalb eines Minimalwerts fallen. Dieser Minimalwert ist dabei häufig durch bestimmte Festigkeitswerte und Robustheitsvoraussetzungen an dieses kleine Zahnrad beeinflusst, da auch das kleinste Zahnrad im Getriebe relativ hohe Drehzahlen sowie ein relativ hohes Drehmoment aushalten und übertragen muss. Mit anderen Worten: der Außendurchmesser des kleinsten Zahnrads ist stets beachtlich größer als der Außendurchmesser der Abtriebswelle.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es daher ein Zahnrad für ein Getriebe, insbesondere ein Ziehkeilgetriebe, zur Verfügung zu stellen, mit dem eine möglichst große Getriebespreizung erreicht werden kann.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss durch den Gegenstand des unabhängigen Anspruchs 1 gelöst. Weitere Ausführungsformen des erfindungsgemässen Gegenstands finden sich in den abhängigen Unteransprüchen.
Es wird ein Zahnrad für ein Getriebe, insbesondere ein Ziehkeilgetriebe, bereitgestellt.
Erfindungsgemäss enthält das Zahnrad ein erstes Ringelement und ein zweites Ringelement, wobei das erste Ringelement eine Mitnahmekontur zur Aufnahme eines Schaftstifts des Getriebes aufweist und das zweite Ringelement an einer Außenfläche eine Verzahnung aufweist.
Durch die Ausformung des Zahnrads in Form eines ersten und zweiten Ringelements ist die Dimensionierung der Verzahnung des Zahnrads von der Dimensionierung der Mitnahmekontur zur Aufnahme eines Schaftstifts des Getriebes entkoppelt und variabel gestaltbar. Hierdurch kann der Außendurchmesser der Verzahnung kleiner gestaltet werden als der Außendurchmesser der Mitnahmekontur, wodurch ein kleineres Zahnrad und folglich eine große Getriebespreizung erreicht werden kann. Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung kann vorgesehen sein, dass das zweite Ringelement in einer Richtung hinter dem ersten Ringelement positioniert ist und der Außendurchmesser des zweiten Ringelements kleiner ist als der Außendurchmesser des ersten Ringelements. Hierdurch ist sichergestellt, dass der Außendurchmesser des zweiten Ringelements mitsamt der Verzahnung kleiner sein kann als der Außendurchmesser des ersten Ringelements mitsamt der Mitnahmekontur.
Weiterhin kann vorteilhaft vorgesehen sein, dass entlang einer Oberfläche der Mitnahmekontur und entlang einer Innenfläche des zweiten Ringelements eine durchgehende Lauffläche für eine Abtriebswelle des Getriebes enthalten ist. Hierdurch ist ein kontinuierliches Aufliegen der Innenfläche des Zahnrads auf der Oberfläche der Abtriebswelle gewährleistet, wodurch ein beständiger Lauf des Zahnrads um die Abtriebswelle, d.h. ohne ein Springen des Zahnrads von der Abtriebswelle, erreicht wird.
Ferner kann vorgesehen sein, dass die Mitnahmekontur wenigstens vier an der Innenfläche des ersten Ringelements gegenüberliegende Nuten enthält. Hierdurch kann eine schnelle Aufnahme des Schaftstifts in die Nuten der Mitnahmekontur und damit ein schnelleres Umschalten auf ein anderes Zahnrad sichergestellt werden.
Weitere Vorteile ergeben sich aus der folgenden Figurenbeschreibung. In den Figuren sind verschiedene Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung dargestellt. Die Figuren, die Beschreibung und die Ansprüche enthalten zahlreiche Merkmale in Kombination. Der Fachmann wird die Merkmale zweckmässigerweise auch einzeln betrachten und zu sinnvollen weiteren Kombinationen zusammenfassen.
Es zeigen:
Fig. 1 eine perspektivische Ansicht einer Abtriebswelle mit einer Anzahl an Zahnrädern und einer Schaltstange zusammen einem erfindungsgemäßen Zahnrad;
Fig. 2 einen Querschnitt durch die Abtriebswelle samt Zahnräder, Schaltstange und Ziehkeil;
Fig. 3 einen Querschnitt durch die Zahnräder, Ziehkeil und Schaltstange;
Fig. 4 einen Querschnitt durch die Zahnräder und Ziehkeil;
Fig. 5 einen Querschnitt durch die Zahnräder;
Fig. 6 eine perspektivische Ansicht des erfindungsgemäßen Zahnrads und Ziehkeil;
Fig. 7 eine Seitenansicht des erfindungsgemäßen Zahnrads;
Fig. 8 einen Querschnitt durch das erfindungsgemäße Zahnrad;
Fig. 9 einen Querschnitt durch das erfindungsgemäße Zahnrad und Ziehkeil;
Fig. 10 eine perspektivische Rückansicht des erfindungsgemäßen Zahnrads; und
Fig. 1 1 eine perspektivische Vorderansicht des erfindungsgemäßen Zahnrads.
Ausführungsbeispiel:
Fig. 1 zeigte eine Abtriebswelle 1 mit einem ersten Zahnrad 2, zweiten Zahnrad 3, dritten Zahnrad 4 und vierten Zahnrad 5. Jedes der Zahnräder 2, 3, 4, 5 weist an der jeweiligen Außenfläche 6, 7, 8, 9 eine entsprechende Verzahnung 10, 1 1 , 12, 13 auf.
Die vier Zahnräder 2, 3, 4, 5 haben unterschiedlich große Außendurchmesser. Das erste Zahnrad 2 hat den größten Außendurchmesser, das zweite Zahnrad 3 hat den zweitgrößten Außendurchmesser, das dritte Zahnrad 4 hat den drittgrößten Außendurchmesser und das vierte Zahnrad 5 hat den viertgrößten und damit kleinsten Außendurchmesser. Die Abtriebswelle 1 sowie die vier Zahnräder 2, 3, 4, 5 sind Bestandteil eines (nicht gezeigten) Ziehkeilgetriebes. Zu dem Ziehkeilgetriebe gehört des Weiteren eine Antriebswelle, auf dem ebenfalls ein erstes Zahnrad, zweites Zahnrad, drittes Zahnrad und viertes Zahnrad positioniert sind. Die vier Zahnräder der Antriebswelle weisen ebenfalls unterschiedlich große Außendurchmesser auf. Die Antriebswelle sowie das erste Zahnrad, zweite Zahnrad, dritte Zahnrad und vierte Zahnrad auf der Antriebswelle ist in den Figuren nicht dargestellt. Die vier Zahnräder 2, 3, 4, 5 der Abtriebswelle 1 sowie der Antriebswelle sind in einem umgekehrten Größenverhältnis so zueinander positioniert, dass die Verzahnungen der Zahnräder ineinander greifen. Die Abtriebswelle 1 und die Antriebswelle sind in dem Getriebe parallel zueinander positioniert. Hierbei greift die Verzahnung 10 des Zahnrads 2 der Abtriebswelle mit dem größten Außendurchmesser in die Verzahnung des Zahnrads der Antriebswelle mit dem kleinsten Außendurchmesser. Wie in einem Ziehkeilgetriebe üblich, sind die übrigen Zahnräder 3, 4, 5 der Abtriebswelle 1 und Antriebswelle gemäß ihren Außendurchmessern entsprechend zueinander positioniert. Durch die größenunterschiedliche Anordnung der Zahnräder mit verschieben Außendurchmessern können zwischen der Antriebswelle und der Abtriebswelle 1 verschiedene Übersetzungsverhältnisse von Drehzahl bzw. Drehmoment erzeugt werden.
Wie in Fig. 1 bis 5 gezeigt, sind die vier Zahnräder 2, 3, 4, 5 der Abtriebswelle 1 in einer axialen Richtung N hintereinander auf der Abtriebswelle 1 drehbar positioniert. Die vier Zahnräder 2, 3, 4, 5 können somit relativ zu der Abtriebswelle 1 in Drehrichtung R bzw. R' gedreht werden (vgl. Fig. 1). Wie insbesondere in Fig. 5 gezeigt, enthält jedes der vier Zahnräder 2, 3, 4, 5 an der jeweiligen Außenfläche 6, 7, 8, 9 eine entsprechende Verzahnung 10, 1 1 , 12, 13 und an der Innenfläche 14, 15, 16, 17 eine Anzahl an gegenüberliegenden Nuten 20. Wie nachfolgend im Detail beschrieben dienen die Nuten 20 zur Aufnahme eines Ziehkeils 30.
Wie insbesondere in Fig. 2 dargestellt, weist die Abtriebswelle 1 eine Durchbohrung 19 auf. In der Durchbohrung 19 ist eine Schaltstange 22 positioniert. Die Schaltstange 22 kann in und gegen die axiale Richtung N relativ zu der Abtriebswelle 1 verschoben werden. Wie in Fig. 3 gezeigt, weist die Schaltstange 22 ein erstes Ende 22a und ein zweites Ende 22b auf. In der Nähe des ersten Endes 22a der Schaltstange 22 ist der Ziehkeil 30 (auch Schaltstift genannt) befestigt. Der Ziehkeil 30 enthält einen zylindrischen Grundkörper 32 mit einem ersten Ende 32a und einen zweiten Ende 32b. Der Grundkörper 32 des Ziehkeils 30 ist rechtwinklig zu der Längserstreckung der Abtriebswelle 1 und der axialen Richtung N angeordnet. Das erste Ende 32a und das zweite Ende 32b des Grundkörpers 32 ragen aus der Abtriebswelle 1 heraus.
Mit Hilfe der Schaltstange 22 kann der Ziehkeil 30 in sowie entgegen der axialen Richtung N entlang der Abtriebswelle 1 und relativ zu den vier Zahnrädern 2, 3, 4, 5 bewegt werden. Der Ziehkeil 30 ist dabei so dimensioniert, dass das erste Ende 32a und das zweite Ende 32b des Grundkörpers 32 in die jeweiligen Nuten 20 der einzelnen vier Zahnräder 2, 3, 4, 5 eingefügt werden kann. Wenn der Ziehkeil 30 in die jeweiligen Nuten 20 eines der vier Zahnräder 2, 3, 4, 5 eingefügt ist, besteht eine kraftschlüssige Verbindung zwischen der Abtriebswelle 1 , dem Ziehkeil 30 und dem jeweiligen Zahnrad 2, 3, 4, 5. Das Verschieben der Position des Ziehkeils 30 von einer kraftschlüssigen Verbindung mit einem Zahnrad (z.B. das zweite Zahnrad 3) zu einer kraftschlüssigen Verbindung mit einem anderen Zahnrad (z.B. das dritte Zahnrad 4) bewirkt einen Gangwechsel und folglich eine Veränderung des Übersetzungsverhältnisses innerhalb des Ziehkeilgetriebes. In Fig. 2 bis 4 ist der Ziehkeil 30 in zwei der sechs Nute 41 , 42, 43, 44, 45, 46 des vierten Zahnrads 5 eingefügt.
Wie in Fig. 7 bis 1 1 dargestellt, enthält das vierte Zahnrad 5 ein erstes Ringelement 50 und ein zweites Ringelement 60.
Das erste Ringelement 50 enthält ein erstes Ende 50a, ein zweites Ende 50b, eine Außenfläche 52 und eine Innenfläche 54 (vgl. Fig. 10). Die Außenfläche 52 des ersten Ringelements 50 ist als durchgehende Oberfläche gestaltet. Die Innenfläche 54 des ersten Ringelements 50 enthält eine Mitnahmekontur 70. Die Mitnahmekontur 70 enthält sechs Nuten 41 , 42, 43, 44, 45, 46, welche in drei Nutenpaaren mit jeweils zwei gegenüberliegenden Nuten gegliedert sind. Die sechs Nuten 41 , 42, 43, 44, 45, 46 sind gleichmäßig zueinander beabstandet an der Innenfläche 54 des ersten Ringelements 50 positioniert. Entlang den Nuten 41 , 42, 43, 44, 45, 46 erstreckt sich um die Mitnahmekontur 70 die Innenfläche 54, die als glatte durchgehende Oberfläche gestaltet ist. Gemäß einer alternativen (nicht gezeigten) Ausführungsform der vorliegenden Erfindung kann die Mitnahmekontur 70 weniger oder mehr als sechs Nuten bzw. drei Nutenpaare enthalten. Die Nutenpaare dienen dazu, das erste Ende 32a und das zweite Ende 32b des Grundkörpers 32 des Ziehkeils 30 aufzunehmen. Die Mitnahmekontur 70 ist in einem gewissen Abstand X zu dem ersten Ende 50a des ersten Ringelements 50 positioniert. Der Abstand X der Mitnahmekontur 70 zu dem ersten Ende 50a des ersten Ringelements 50 dient dazu, den Ziehkeil 30 bei einem Gangwechsel leichter in die Mitnahmekontur 70 einzufügen.
Das zweite Ringelement 60 enthält erstes Ende 60a, ein zweites Ende 60b, eine Außenfläche 62 und eine Innenfläche 64. Wie insbesondere in Fig. 1 1 dargestellt, ist an der Außenfläche 62 des zweiten Ringelements 60 die umlaufende Verzahnung 13 positioniert. Die Innenfläche 64 des zweiten Ringelements 60 ist als glatte durchgehende Oberfläche gestaltet.
Das erste Ringelement 50 und das zweite Ringelement 60 sind in axialer Richtung N hintereinander positioniert, sodass das zweite Ende 54 des ersten Ringelements 50 an dem ersten Ende 62 des zweiten Ringelements 60 anliegt. Darüber hinaus ist der Außendurchmesser A des ersten Ringelements 50 größer als der Außendurchmesser B des zweiten Ringelements 60. Wie in Fig. 7 gezeigt, ist der Außendurchmesser B des zweiten Ringelements 60 mitsamt der Verzahnung 13 kleiner als der Außendurchmesser A des ersten Ringelements 50. Insbesondere ist der Außendurchmesser B des zweiten Ringelements 60 mitsamt der Verzahnung 13 nur wenig größer als der Außendurchmesser C der Abtriebswelle 1 (vgl. Fig. 2).
Die Oberfläche 90 um die Mitnahmekontur 70 und die Innenfläche 64 des zweiten Ringelements 60 bilden eine glatte durchgehende Lauffläche, sodass die Oberfläche 100 der Abtriebswelle 1 großflächig in Kontakt mit der Oberfläche 90 um die Mitnahmekontur 70 und der Innenfläche 64 des zweiten Ringelements 60 steht. Durch diesen großflächigen Kontakt ist ein besonders ruhiger Umlauf, d.h. ohne ein Springen oder Fressen, des vierten Zahnrads 5 um die Abtriebswelle 1 gewährleistet.
Die Verzahnung sowie die Mitnahmekontur des erfindungsgemäßen Zahnrads können durch Kaltfließpressen hergestellt werden. Es ist jedoch auch möglich, dass das erfindungsgemäße Zahnrad auch mit jedem anderen geeigneten Herstellungsverfahren erzeugt wird.

Claims

Ansprüche
Zahnrad (5) für ein Getriebe, insbesondere ein Ziehkeilgetriebe,
dadurch gekennzeichnet, dass das Zahnrad (5) ein erstes Ringelement (50) und ein zweites Ringelement (60) enthält, wobei das erste Ringelement (50) eine Mitnahmekontur (70) zur Aufnahme eines Schaftstifts (30) des Getriebes aufweist und das zweite Ringelement (60) an einer Außenfläche (62) eine Verzahnung (13) aufweist.
Zahnrad (5) nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Ringelement (60) in einer Richtung (N) hinter dem ersten Ringelement (50) positioniert ist und der Außendurchmesser (B) des zweiten Ringelements (60) kleiner ist als der Außendurchmesser (A) des ersten Ringelements (50).
Zahnrad (5) nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, dass entlang einer Oberfläche (90) der Mitnahmekontur (70) und entlang einer Innenfläche (64) des zweiten Ringelements (60) eine durchgehende Lauffläche für eine Abtriebswelle (1) des Getriebes enthalten ist.
Zahnrad (5) nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 3,
dadurch gekennzeichnet, dass die Mitnahmekontur (70) wenigstens vier an der Innenfläche (54) des ersten Ringelements (50) gegenüberliegende Nuten (20) enthält.
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