EP3475147A1 - Kugelgewindetrieb einer elektromechanischen servolenkung mit integriertem schrägkugellager - Google Patents

Kugelgewindetrieb einer elektromechanischen servolenkung mit integriertem schrägkugellager

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Publication number
EP3475147A1
EP3475147A1 EP17731905.0A EP17731905A EP3475147A1 EP 3475147 A1 EP3475147 A1 EP 3475147A1 EP 17731905 A EP17731905 A EP 17731905A EP 3475147 A1 EP3475147 A1 EP 3475147A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
bearing
ball
power steering
electromechanical power
ball nut
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Withdrawn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
EP17731905.0A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
András ILLÉS
Wolfram RAITHER
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.)
ThyssenKrupp AG
ThyssenKrupp Presta AG
Original Assignee
ThyssenKrupp AG
ThyssenKrupp Presta 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 ThyssenKrupp AG, ThyssenKrupp Presta AG filed Critical ThyssenKrupp AG
Publication of EP3475147A1 publication Critical patent/EP3475147A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00—Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/04—Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear
    • B62D5/0442—Conversion of rotational into longitudinal movement
    • B62D5/0445—Screw drives
    • B62D5/0448—Ball nuts
    • 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
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
    • F16C19/14—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load
    • F16C19/18—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with two or more rows of balls
    • F16C19/181—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with two or more rows of balls with angular contact
    • F16C19/183—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with two or more rows of balls with angular contact with two rows at opposite angles
    • 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
    • F16H25/00—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms
    • F16H25/18—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms for conveying or interconverting oscillating or reciprocating motions
    • F16H25/20—Screw mechanisms
    • F16H25/22—Screw mechanisms with balls, rollers, or similar members between the co-operating parts; Elements essential to the use of such members
    • F16H25/2204—Screw mechanisms with balls, rollers, or similar members between the co-operating parts; Elements essential to the use of such members with balls
    • F16H25/2214—Screw mechanisms with balls, rollers, or similar members between the co-operating parts; Elements essential to the use of such members with balls with elements for guiding the circulating balls
    • 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
    • F16H25/00—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms
    • F16H25/18—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms for conveying or interconverting oscillating or reciprocating motions
    • F16H25/20—Screw mechanisms
    • F16H2025/2062—Arrangements for driving the actuator
    • F16H2025/2096—Arrangements for driving the actuator using endless flexible members

Definitions

  • the present invention relates to an electromechanical power steering system having the features of the preamble of claim 1.
  • a torque is generated via an electric motor which is transmitted to a transmission and there superimposed on the steering torque introduced by the driver.
  • a generic electromechanical power steering has a servomotor which acts on a ball nut of a ball screw.
  • the ball nut is over revolving balls with a ball screw in
  • Engaging which is arranged on the outer circumference of a rack, which is part of a rack and pinion steering.
  • a rotation of the ball nut causes an axial displacement of the rack, whereby a steering movement of the driver is supported.
  • the ball screw is coupled via a toothed belt with the electric motor.
  • the ball nut is rotatably mounted in a ball bearing in the steering housing. Forces acting on the off-axis rack create rack tilting torques that must be absorbed by the bearing.
  • the bearing is also subject to temperature influences, which result in the operation due to the different thermal expansion coefficients of the bearing shells and the steering housing, for example, to a formation of gaps in the bearing seat or damage to the components, if they are not compensated.
  • angular contact ball bearings for mounting the ball nut.
  • Angular contact ball bearings can absorb high axial and tilting forces without being damaged. However, they can only be produced at great expense and therefore cost-intensive.
  • the publication US 2015/0183455 AI discloses two angular contact ball bearings for supporting a ball nut of a ball screw. The bearings each have a bearing inner and outer bearing ring, between which balls are arranged. The two bearing outer rings are spring-supported on one side of the housing. It is disadvantageous that a large number of components is necessary, which require space and cause costs.
  • an electromechanical power steering system for a motor vehicle is provided with a servomotor which drives an axially displaceable member via a ball nut rotatably supported in a bearing in a bearing, the ball nut being engaged with a threaded spindle formed on the member, and the bearing is a double-row angular contact ball bearing with a one-piece bearing inner ring.
  • the arrangement of an angular ball bearing, the storage is particularly tipping.
  • the one-piece bearing inner ring allows a compact design, which is inexpensive to manufacture by a reduced number of components.
  • the contact angle of the double-row angular contact ball bearing are selected so that forms a non-zero support distance.
  • the bisecting line of the two contact connecting lines is defined as the connecting line.
  • this support distance is in a range of minimum the simple diameter of the balls of the angular contact ball bearing and three times the diameter of the balls of the angular contact ball bearing.
  • this support distance it is preferable to form this support distance in a range of 1, 5 times to 2.5 times, and more preferably, 2 times the diameter of the balls of the angular contact ball bearing.
  • the smaller ball diameter is to be regarded as a standard.
  • the contact angles of both rows of the double-row angular contact ball bearing are the same, which simplifies the production.
  • the bearing outer ring is designed in two parts.
  • the ball guide can thus be arranged between the bearing outer rings, whereby the bearing is as compact as possible.
  • a pulley is connected directly and rotationally fixed, which is also disposed between the bearing outer rings.
  • the one-piece bearing inner ring is formed by the ball nut.
  • the distance along the bearing axis between the ball centers of the angular contact bearing in a range of at least three times and five times the ball diameter is formed. It is preferable to have this distance in a range of 4.5 times the ball diameter. Trains of the angular bearing.
  • the ball nut has at its ends on its outer circumferential surface in each case a circumferential recess which forms a ball raceway of a row of the double-row angular contact ball bearing.
  • the component is a rack of a rack and pinion steering gear.
  • Figure 1 a schematic representation of an electromechanical power steering with ball screw
  • FIG. 2 shows a three-dimensional view of a ball screw according to the invention without the enclosing housing
  • FIG. 3 shows a longitudinal section through an angular contact ball bearing of a power steering according to the invention
  • Figure 4 a partially exploded view of the angular contact ball bearing
  • Figure 5 a partially exploded view of the ball screw with
  • FIG. 6 a three-dimensional view of the ball nut
  • Figure 7 a spatial representation of the ball return in top view, as well
  • FIG. 8 a spatial representation of the ball return in a view from below.
  • FIG. 1 shows an electromechanical motor vehicle steering system 1 with a steering wheel 2, which is provided with an upper steering shaft 3 and a lower steering shaft 4 rotatably coupled, shown schematically.
  • the upper steering shaft 3 is connected via a torsion bar in functional connection with the lower steering shaft 4.
  • the lower steering shaft 4 is rotatably connected to a pinion 5.
  • the pinion 5 meshes in a known manner with a toothed segment 6 'of a rack 6.
  • the rack 6 is slidably mounted in a steering housing in the direction of its longitudinal axis. At its free ends, the rack 6 is connected via ball joints, not shown, with tie rods 7.
  • the tie rods 7 themselves are connected in a known manner via steering knuckles, each with a steered wheel 8 of the motor vehicle.
  • a rotation of the steering wheel 2 leads via the connection with the steering shaft 3, 4 and the pinion 5 to a longitudinal displacement of the rack 6 and thus to a pivoting of the steered wheels 8.
  • the steered wheels 8 learn about a roadway 80 a reaction, the steering movement counteracts. For pivoting the wheels 8 consequently a force is required which makes a corresponding torque on the steering wheel 2 required.
  • An electric motor 9 of a servo unit 10 is provided to assist the driver in this steering movement.
  • the electric motor 9 drives a ball nut 11 of a ball screw 12 via a belt drive 11.
  • a rotation of the nut causes the threaded spindle of the ball screw 12, which is part of the rack 6, in an axial movement, which ultimately causes a steering movement for the motor vehicle.
  • electromechanical power steering with mechanical coupling between steering wheel 2 and steering pinion 5 is shown here in the example, the invention can also be used for motor vehicle steering systems in which no mechanical coupling is present. Such steering systems are known by the term steer-by-wire.
  • the ball screw is shown spatially.
  • the threaded spindle 6 " is part of the toothed rack 6 and is arranged at a distance from the toothed segment 6 '.
  • the ball nut 13 has a pulley 14 on its outer peripheral surface.
  • the ball nut 13 is in a double row Angular contact ball bearings 15 rotatably mounted.
  • the bearing 15 has a single common inner ring 16 which is formed by the ball nut 13.
  • the ball nut 13 at its ends 13 'on its Wennishs- surface 16 each have a circumferential recess 17 for a ball raceway.
  • the recess 17 and the raceway profile is designed according to an angular contact ball bearing 15.
  • the raceway profile 17 and / or the sleeve of the angular ball bearing may be formed as a Gothic profile, so that a point contact between the raceway and balls 100 is formed. This allows a uniform load distribution, high rigidity and better running characteristics with more accurate guidance.
  • the balls have a two-point contact between the recess 17 and the sleeve 19th
  • the end 13 'of the ball nut 13 may be a four-point contact between the ends 13 'of the ball nut 13 and the sleeve.
  • the end 13 'of the ball nut 13 may be a four-point contact between the ends 13 'of the ball nut 13 and the sleeve.
  • Ball nut be designed as a funnel shape.
  • the bearing 15 further includes an outer ring 18, respectively.
  • the outer rings 18 are each received in a separate sleeve 19, which in a
  • the sleeve 19 is preferably formed of a material having a greater thermal expansion than aluminum and steel.
  • the sleeve 19 is preferably made of a plastic, particularly preferably PA66GF30
  • the sleeve 19 is preferably made of plastic and compensates thermal expansions between the gear housing 21 and the Kugelmuttertrieb 12th
  • the sleeve comprises a circular cylindrical peripheral wall 191, which encloses the bearing 15 and the bearing shaft 24, and a circular cylindrical bottom portion 192 which extends radially inwardly in the direction of the bearing axis 24 and has a circular cylindrical opening 193 which surrounds the bearing axis 24.
  • the two separate sleeves 19 are preferably arranged such that the two bearings 15 are arranged between the two bottom portions 192.
  • the bottom portions 192 are formed flat with preferably constant thickness. But it is also conceivable and possible to To provide targeted areas with grooves, engravings or ribs or a waveform, for example, to influence the lubrication and / or the heat properties targeted.
  • the sleeve in its peripheral wall 191 recesses, preferably in the direction of the bearing axis 24 extending slots 194 have. These slots preferably extend to the open end of the peripheral wall 191, which is directed away from the bottom portion 192. In other words, the slots 194 are opened in the direction of the pulley 14.
  • the sleeve 19 is preferably made in one piece from a single component, preferably integrally formed from a single material, particularly preferably in an injection molding process.
  • a corrugated spring 22 is disposed in the sleeve 19 in the preferred embodiment, which biases the bearing 15 in the axial direction.
  • the corrugated spring 22 is located between sleeve 19 and bearing outer ring 18.
  • the combination of sleeve 19 and wave spring 22 can be
  • this wave spring 22 can be replaced by a plate spring or by a combination of plate spring and wave spring.
  • the balls 100 of the angular contact ball bearing 15 are guided in a ball cage 101.
  • the raceways of the double-row angular contact ball bearing 15 are designed so that the connecting lines 23, 23 ', 23 ", 23"' of the contact points between ball and raceways intersect the bearing axis 24 lying between the outer rings 18. Between the two points of intersection with the bearing axis 24, a predefined support distance X is formed. Due to the large support distance X, the bearing 15 is particularly tipping. For a particularly high Tilting stiffness is the support distance X preferably in an interval between the single and three times the diameter of the balls 100 of
  • Angular bearing Particularly preferable is a support distance of the
  • double diameter of the balls 100 corresponds to the angular contact ball bearing.
  • the bearing surface of the ball 100 on the raceway surface 17 and an inner surface of the sleeve preferably corresponds to a quarter ball peripheral surface. It remains preferable on both the raceway surface and on the inner surface of the sleeve, an undercut, which is not touched by the ball.
  • a contact angle ⁇ the angle is denoted by a line connecting the two points of contact between ball 100 and raceways with the
  • Radial level includes and under which the load is transmitted from one career to the other.
  • the contact angle for both rows of the bearing 15 is equal.
  • the optimum tilting rigidity of the bearing 15 can be set at a specific contact angle ⁇ .
  • the ball nut 13 is shown with attached deflecting body 26.
  • the ball nut 13 carries on its inside a ball screw in which roll in a conventional manner balls.
  • the ball nut 13 has two penetrating recesses 27. In each case a recess 27 is provided for the entry or exit of balls 28 for the external ball return to the opposite end of the ball screw.
  • the ball return 25, which connects the two recesses 27 with each other, is at least partially formed by the deflection body 26.
  • the ball return 25 is U-shaped.
  • the return channel is at least partially formed by a recess 29 in the deflecting body 26 and two adjoining pin 30.
  • the recess 29 is arranged diagonally over the deflection body 26, which is adapted as an attachment on its inside to the curvature of the top of the ball nut 13 and in
  • Circumferential direction extends over a limited sector of the ball nut 13.
  • the deflecting body 26 is inserted by means of the pins 30 in the two recesses 27 of the ball nut 13, so that the
  • Ball return 25 is connected to both ends of the ball screw.
  • the bearing 15 of the ball nut 13 is designed so that the ball return 25 and the deflecting 26 can be arranged between the ball nut and pulley.
  • the ball return or the deflecting thus finds space within the double row bearing, whereby the arrangement is particularly compact.
  • the power steering system according to the invention thus has a bearing which has an improved tilting rigidity compared to conventional bearings. It can transmit high axial forces and has a reduced number of components due to the integrated inner ring in the ball nut, which has a positive effect on the costs.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine elektromechanische Servolenkung (1), insbesondere für ein Kraftfahrzeug, mit einem Servomotor (9), der ein axial verlagerbares Bauelement (6) über eine in einem Gehäuse (21) drehbar in einem Lager (15) gelagerte Kugelmutter (13) antreibt, wobei die Kugelmutter (13) mit einer an dem Bauelement (6) ausgebildeten Gewindespindel (6") in Eingriff steht, wobei dass das Lager (15) ein zweireihiges Schrägkugellager mit einem einteiligen Lagerinnenring (16) ist.

Description

Kugelgewindetrieb einer elektromechanischen Servolenkung mit integriertem Schrägkugellager
Die vorliegende Erfindung betrifft eine elektromechanische Servolenkung mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 1.
In elektromechanischen Servolenkungen wird über einen Elektromotor ein Drehmoment erzeugt, das auf ein Getriebe übertragen und dort das vom Fahrer eingeleitete Lenkmoment überlagert.
Eine gattungsgemäße elektromechanische Servolenkung weist einen Servomotor auf, der auf eine Kugelmutter eines Kugelgewindetriebs wirkt. Die Kugelmutter steht über umlaufende Kugeln mit einem Kugelgewinde in
Eingriff, welches am äußeren Umfang einer Zahnstange angeordnet ist, die Teil einer Zahnstangenlenkung ist. Eine Drehung der Kugelmutter bewirkt eine axiale Verlagerung der Zahnstange, wodurch eine Lenkbewegung des Fahrers unterstützt wird . Bevorzugt ist der Kugelgewindetrieb über einen Zahnriemen mit dem Elektromotor gekoppelt.
Die Kugelmutter ist in einem Kugellager in dem Lenkungsgehäuse drehbar gelagert. Auf die Zahnstange außerhalb der Achse wirkende Kräfte erzeugen Kippmomente der Zahnstange, die von dem Lager abgefangen werden müssen. Das Lager unterliegt weiterhin Temperatureinflüssen, die im Betrieb aufgrund der unterschiedlichen Wärmeausdehnungskoeffizienten der Lagerschalen und des Lenkungsgehäuses beispielsweise zu einer Bildung von Spalten im Bereich des Lagersitzes oder zur Schädigung der Bauteile führen, wenn diese nicht kompensiert werden.
Es ist daher bekannt, Schrägkugellager zur Lagerung der Kugelmutter einzusetzen. Schrägkugellager können hohe Axial- und Kippkräfte aufnehmen, ohne beschädigt zu werden. Allerdings sind sie nur unter hohem Aufwand herstellbar und daher kostenintensiv. Die Offenlegungsschrift US 2015/0183455 AI offenbart zwei Schrägkugellager zur Lagerung einer Kugelmutter eines Kugelgewindetriebs. Die Lager weisen jeweils einen Lagerinnen- und Lageraußenring auf, zwischen denen Kugeln angeordnet sind. Die beiden Lageraußenringe stützen sich einseitig gefedert am Gehäuse ab. Dabei ist es nachteilig, dass eine Vielzahl an Bauteilen notwendig ist, die Bauraum benötigen und Kosten verursachen.
Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine elektromechanische Servolenkung mit einem Kugelgewindetrieb anzugeben, bei dem die Kugelmutter in einem Lager gelagert ist, das eine verbesserte Kippsteifigkeit aufweist und hohe Axialkräfte übertragen kann, ohne großen Bauraum zu beanspruchen und hohe Herstellungskosten zu verursachen.
Diese Aufgabe wird von einer elektromechanischen Servolenkung mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Weitere vorteilhafte Ausführungen der Erfindung sind den Unteransprüchen zu entnehmen.
Demnach ist eine elektromechanische Servolenkung für ein Kraftfahrzeug, mit einem Servomotor, der ein axial verlagerbares Bauelement über eine in einem Gehäuse drehbar in einem Lager gelagerte Kugelmutter antreibt, vorgesehen, wobei die Kugelmutter mit einer an dem Bauelement ausgebildeten Gewindespindel in Eingriff steht, und das Lager ein zweireihiges Schrägkugellager mit einem einteiligen Lagerinnenring ist. Durch die Anordnung eines Schrägkugellagers wird die Lagerung besonders kippsteif. Der einteilige Lagerinnenring ermöglicht eine kompakte Ausgestaltung, die in der Herstellung durch eine reduzierte Anzahl an Bauteilen kostengünstig ist.
Dabei ist es bevorzugt, dass die Kontaktwinkel des zweireihigen Schrägkugellagers so ausgewählt sind, dass sich ein von Null verschiedener Stützabstand ausbildet.
Unter dem Kontaktwinkel ist dabei der Winkel zu verstehen, unter dem sich die Verbindungslinien mit der Lagerachse schneiden, wobei die Verbindungslinien ausgehend vom Mittelpunkt der Kugeln des jeweiligen Schrägkugellagers durch den jeweiligen Kontakt zur Lauffläche des Lagerinnenrings verlaufen. Die Schnittpunkte der Verbindungslinien mit der Lagerachse der beiden Reihen des zweireihigen Schrägkugellagers bilden zueinander den Stützabstand, gemessen auf der Lagerachse.
Im Fall, dass die Kugeln in einem zweifachen Kontakt mit dem Lagerinnenring stehen, wird als Verbindungslinie die Winkelhalbierende der beiden Kontakt- Verbindungslinien, vom durch den jeweiligen Kontakt und den jeweiligen Mittelpunkt der Kugel verlaufen definiert.
Bevorzugt liegt dieser Stützabstand in einem Bereich von minimal dem einfachen Durchmesser der Kugeln des Schrägkugellagers und dem dreifachen des Durchmessers der Kugeln des Schrägkugellagers. Es ist jedoch zu bevorzugen, diesen Stützabstand in einem Bereich des l,5fachen bis 2,5fachen und besonders bevorzugt des zweifachen Durchmessers der Kugeln des Schrägkugellagers auszubilden. Im Fall, dass die beiden Lager des Schrägkugellagers unterschiedliche Kugeldurchmesser aufweisen, ist der kleinere Kugeldurchmesser als Maßstab anzusehen.
Vorzugsweise sind die Kontaktwinkel beider Reihen des zweireihigen Schrägkugellagers gleich, was die Herstellung vereinfacht.
Es ist bevorzugt vorgesehen, dass der Lageraußenring zweiteilig ausgestaltet ist. Zwischen den Lageraußenringen kann somit die Kugelführung angeordnet werden, wodurch das Lager möglichst kompakt wird . Zudem kann vorgesehen sein, dass mit der Außenoberfläche der Kugelmutter eine Riemenscheibe unmittelbar und drehfest verbunden ist, die ebenfalls zwischen den Lageraußenringen angeordnet ist.
Vorzugsweise wird der einteilige Lagerinnenring durch die Kugelmutter gebildet.
Besonders bevorzugt ist der Abstand entlang der Lagerachse zwischen den Kugelmittelpunkten des Schräglagers in einem Bereich von minimal dem dreifachen und dem fünffachen Kugeldurchmesser auszubilden. Es ist zu bevorzugen diesen Abstand in einem Bereich des 4,5fachen Kugeldurch- messers des Schräglagers auszubilden.
Bevorzugt kann es vorgesehen sein, dass die Kugelmutter an ihren Enden auf ihrer äußeren Umfangsfläche jeweils eine umlaufende Ausnehmung aufweist, die eine Kugellaufbahn einer Reihe des zweireihigen Schrägkugellagers bildet.
In einer bevorzugten Ausführungsform ist das Bauelement eine Zahnstange eines Zahnstangenlenkgetriebes.
Nachfolgend wird ein Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung anhand der Zeichnungen beschrieben. Gleiche Bauteile oder Bauteile mit gleichen Funktionen tragen gleiche Bezugszeichen. Es zeigen :
Figur 1 : eine schematische Darstellung einer elektromechanischen Servolenkung mit Kugelgewindetrieb;
Figur 2 : eine räumliche Darstellung eines erfindungsgemäßen Kugelgewindetriebs ohne das umschließende Gehäuse,
Figur 3 : einen Längsschnitt durch ein Schrägkugellager einer erfindungsgemäßen Servolenkung,
Figur 4: eine teilweise Explosionsdarstellung des Schrägkugellagers
entsprechend den Figuren 2 und 3,
Figur 5 : eine teilweise Explosionsdarstellung des Kugelgewindetriebs mit
Kugelrückführung entsprechend den Figuren 2 und 3,
Figur 6: eine räumliche Ansicht der Kugelmutter,
Figur 7 : eine räumliche Darstellung der Kugelrückführung in Ansicht von oben, sowie
Figur 8: eine räumliche Darstellung der Kugelrückführung in Ansicht von unten.
In der Figur 1 ist eine elektromechanische Kraftfahrzeuglenkung 1 mit einem Lenkrad 2, das mit einer oberen Lenkwelle 3 und einer unteren Lenkwelle 4 drehfest gekoppelt ist, schematisch dargestellt. Die obere Lenkwelle 3 steht über einen Torsionsstab in funktioneller Verbindung mit der unteren Lenkwelle 4. Die untere Lenkwelle 4 ist mit einem Ritzel 5 drehfest verbunden. Das Ritzel 5 kämmt in bekannter Weise mit einem Zahnsegment 6' einer Zahnstange 6. Die Zahnstange 6 ist in einem Lenkungsgehäuse in Richtung ihrer Längsachse verschieblich gelagert. An ihren freien Enden ist die Zahnstange 6 über nicht dargestellte Kugelgelenke mit Spurstangen 7 verbunden. Die Spurstangen 7 selbst sind in bekannter Weise über Achsschenkel mit je einem gelenkten Rad 8 des Kraftfahrzeugs verbunden. Eine Drehung des Lenkrades 2 führt über die Verbindung mit der Lenkwelle 3, 4 und dem Ritzel 5 zu einer Längsverschiebung der Zahnstange 6 und damit zu einer Verschwenkung der gelenkten Räder 8. Die gelenkten Räder 8 erfahren über eine Fahrbahn 80 eine Rückwirkung, die der Lenkbewegung entgegen wirkt. Zum Verschwenken der Räder 8 ist folglich eine Kraft erforderlich, die ein entsprechendes Drehmoment am Lenkrad 2 erforderlich macht. Ein Elektromotor 9 einer Servoeinheit 10 ist vorgesehen, um den Fahrer bei dieser Lenkbewegung zu unterstützen. Dazu treibt der Elektromotor 9 über einen Riementrieb 11 eine Kugelmutter eines Kugelgewindetriebs 12 an. Eine Drehung der Mutter versetzt die Gewindespindel des Kugelgewindetriebs 12, die Teil der Zahnstange 6 ist, in eine Axialbewegung, die letztlich eine Lenkbewegung für das Kraftfahrzeug bewirkt.
Auch wenn hier im Beispiel eine elektromechanische Servolenkung mit mechanischer Kopplung zwischen Lenkrad 2 und Lenkritzel 5 dargestellt ist, kann die Erfindung auch für Kraftfahrzeuglenkungen angewendet werden, bei denen keine mechanische Kopplung vorhanden ist. Derartige Lenksysteme sind unter dem Begriff Steer-by-Wire bekannt.
In der Figur 2 ist der Kugelgewindetrieb räumlich dargestellt. Die Gewindespindel 6" ist Teil der Zahnstange 6 und beabstandet zu dem Zahnsegment 6' angeordnet. Die Kugelmutter 13 weist auf ihrer äußeren Umfangsfläche eine Riemenscheibe 14 auf.
In Figur 3 sind die Kugelmutter 13 und die Gewindespindel 6" in einem
Längsschnitt dargestellt. Die Kugelmutter 13 ist in einem zweireihigen Schrägkugellager 15 drehbar gelagert. Das Lager 15 weist einen einzigen gemeinsamen Innenring 16 auf, der durch die Kugelmutter 13 gebildet ist. Dazu weist die Kugelmutter 13 an ihren Enden 13' auf ihrer Außenumfangs- fläche 16 jeweils eine umlaufende Ausnehmung 17 für eine Kugellaufbahn auf. Die Ausnehmung 17 bzw. das Laufbahnprofil ist dabei entsprechend einem Schrägkugellager 15 ausgestaltet. Das Laufbahnprofil 17 und oder die Hülse des Schrägkugellagers kann als gotisches Profil ausgebildet sein, sodass ein Punktkontakt zwischen Laufbahn und Kugeln 100 entsteht. Dadurch werden eine gleichmäßige Lastverteilung, eine hohe Steifigkeit sowie bessere Laufeigenschaften mit genauerer Führung ermöglicht. Bevorzugt haben die Kugeln einen Zweipunktkontakt zwischen der Ausnehmung 17 und der Hülse 19.
Weiter bevorzugt kann zwischen den Enden 13' der Kugelmutter 13 und der Hülse ein Vierpunktkontakt vorliegen. Hierzu kann das Ende 13' der
Kugelmutter als Trichterform ausgebildet sein.
Das Lager 15 weist weiterhin jeweils einen Außenring 18 auf. Die Außenringe 18 sind jeweils in einer separaten Hülse 19 aufgenommen, die in einem
Lagersitz 20 des Gehäuses 21 angeordnet ist. Auf der Kugelmutter 13 ist die Riemenscheibe 14 des Zahnriemenantriebs 11 drehfest befestigt. Die Hülse 19 wird bevorzugt aus einem Werkstoff gebildet, der eine größere Wärmeausdehnung als Aluminium und Stahl besitzt. Insbesondere ist die Hülse 19 bevorzugt aus einem Kunststoff, besonders bevorzugt aus PA66GF30
(Polyamid 66 mit Glasfaserverstärkung mit 30% Volumenanteil) gebildet. Die Hülse 19 ist bevorzugt aus Kunststoff gefertigt und kompensiert Wärmeausdehnungen zwischen dem Getriebegehäuse 21 und dem Kugelmuttertrieb 12.
Bevorzugt umfasst die Hülse eine kreiszylindrische Umfangswand 191, die das Lager 15 und die Lagerachse 24 umschließt, und einen kreiszylindrischen Bodenbereich 192, der sich radial nach Innen in Richtung der Lagerachse 24 erstreckt und eine kreiszylindrische Öffnung 193 aufweist, die die Lagerachse 24 umschließt. Die beiden separaten Hülsen 19 sind dabei bevorzugt derart angeordnet, dass die beiden Lager 15 zwischen den beiden Bodenbereiche 192 angeordnet sind. Bevorzugt sind die Bodenbereiche 192 eben ausgebildet mit bevorzugt konstanter Dicke. Es ist aber auch denkbar und möglich, die Boden- bereiche gezielt mit Rillen, Gravuren oder Rippen oder einer Wellenform zu versehen, um beispielsweise die Schmierung und/oder die Wärmeeigenschaften gezielt zu beeinflussen.
Zur weiteren Verbesserung der Kompensationseigenschaften kann die Hülse in ihrer Umfangswand 191 Ausnehmungen, bevorzugt sich in Richtung der Lagerachse 24 erstreckende Schlitze 194 aufweisen. Diese Schlitze laufen bevorzugt zum bis ans offene Ende der Umfangswand 191, das vom Bodenbereich 192 weggerichtet ist. Mit anderen Worten sind die Schlitze 194 in Richtung der Riemenscheibe 14 geöffnet.
Die Hülse 19 ist bevorzugt einstückig aus einem einzigen Bauteil, bevorzugt integral aus einem einzigen Werkstoff gebildet, besonders bevorzugt in einem Spritzgussverfahren.
Wie in Figur 4 dargestellt, ist in der Hülse 19 in der bevorzugten Ausführungsform eine Wellfeder 22 angeordnet, die das Lager 15 in Axialrichtung vorspannt. Die Wellfeder 22 liegt zwischen Hülse 19 und Lageraußenring 18. Durch die Kombination von Hülse 19 und Wellfeder 22 lässt sich die
Anbindungssteifigkeit einstellen. Zudem ermöglicht diese Kombination eine Dämpfung der Bewegung des Lagers 15 bei dynamischen Belastungen und einen Abbau von Lastspitzen.
Je nach Anwendungsfall kann jedoch diese Wellfeder 22 durch eine Tellerfeder oder durch eine Kombination aus Tellerfeder und Wellfeder ersetzt werden.
Die Kugeln 100 des Schrägkugellagers 15 werden in einem Kugelkäfig 101 geführt.
Die Laufbahnen des zweireihigen Schrägkugellagers 15 sind so ausgeführt, dass die Verbindungslinien 23, 23', 23", 23"' der Berührungspunkte zwischen Kugel und Laufbahnen die Lagerachse 24 zwischen den Außenringen 18 liegend schneiden. Zwischen den beiden Schnittpunkten mit der Lagerachse 24 bildet sich ein vordefinierter Stützabstand X aus. Durch den großen Stützabstand X wird das Lager 15 besonders kippsteif. Für eine besonders hohe Kippsteifigkeit liegt der Stützabstand X bevorzugt in einem Intervall zwischen dem einfachen und dem dreifachen Durchmesser der Kugeln 100 des
Schräglagers. Besonders zu bevorzugen ist ein Stützabstand der dem
doppelten Durchmesser der Kugeln 100 des Schrägkugellagers entspricht. Die Auflagefläche der Kugel 100 auf der Laufbahnfläche 17 und einer inneren Fläche der Hülse entspricht bevorzugt einer viertel Kugelumfangsfläche. Es bleibt bevorzugt sowohl auf der Laufbahnfläche als auch auf der inneren Fläche der Hülse ein Hinterschnitt, welcher nicht von der Kugel berührt wird. Als Kontaktwinkel α wird der Winkel bezeichnet, den eine Verbindungslinie der beiden Berührungspunkte zwischen Kugel 100 und Laufbahnen mit der
Radialebene einschließt und unter dem die Belastung von einer Laufbahn auf die andere übertragen wird . Bevorzugt ist der Kontaktwinkel für beide Reihen des Lagers 15 gleich groß. Mit einem vordefinierten Wert des Stützabstandes X lässt sich bei einem bestimmten Kontaktwinkel α die optimale Kippsteifigkeit des Lagers 15 einstellen.
In den Figuren 5 bis 8 ist die Kugelmutter 13 und eine Kugelrückführung 25 im Detail dargestellt. Die Ausschnitte zeigen die Zahnstange 6 mit Kugelgewinde 6" und dem darauf angeordneten Kugelgewindetrieb ohne Riemenscheibe.
In der Figur 5 ist die Kugelmutter 13 mit aufgesetztem Umlenkkörper 26 gezeigt. Die Kugelmutter 13 trägt auf ihrer Innenseite ein Kugelgewinde, in dem sich in an sich bekannter Weise Kugeln abwälzen. Die Kugelmutter 13 weist zwei durchsetzende Ausnehmungen 27 auf. Jeweils eine Ausnehmung 27 ist für den Eintritt bzw. Austritt von Kugeln 28 für die externe Kugelrückführung zu dem gegenüberliegenden Ende des Kugelgewindes vorgesehen. Die Kugelrückführung 25, die die beiden Ausnehmungen 27 miteinander verbindet, wird zumindest teilweise durch den Umlenkkörper 26 gebildet. Die Kugelrückführung 25 ist U-förmig ausgebildet. Der Rückführungskanal wird zumindest teilweise durch eine Ausnehmung 29 in dem Umlenkkörper 26 und zwei daran anschließende Zapfen 30 gebildet. Die Ausnehmung 29 ist diagonal über den Umlenkkörper 26 angeordnet, der als Aufsatz auf seiner Innenseite an die Krümmung der Oberseite der Kugelmutter 13 angepasst ist und sich in
Umfangsrichtung über einen begrenzten Sektor der Kugelmutter 13 erstreckt. Wie in Figur 5 gezeigt, wird der Umlenkkörper 26 mittels der Zapfen 30 in die beiden Ausnehmungen 27 der Kugelmutter 13 eingesetzt, so dass die
Kugelrückführung 25 mit beiden Enden des Kugelgewindes verbunden ist.
Das Lager 15 der Kugelmutter 13 ist so ausgestaltet, dass die Kugelrückführung 25 bzw. der Umlenkkörper 26 zwischen Kugelmutter und Riemenscheibe angeordnet werden kann. Die Kugelrückführung bzw. der Umlenkkörper findet somit Platz innerhalb des zweireihigen Lagers, wodurch die Anordnung besonders kompakt wird.
Die erfindungsgemäße Servolenkung weist somit ein Lager auf, das gegenüber herkömmlichen Lagern eine verbesserte Kippsteifigkeit hat. Es kann hohe Axialkräfte übertragen und weist durch den in die Kugelmutter integrierten Innenring eine reduzierte Bauteileanzahl auf, was sich positiv auf die Kosten auswirkt.

Claims

Patentansprüche
1. Elektromechanische Servolenkung (1), für ein Kraftfahrzeug, mit einem Servomotor (9), der ein axial verlagerbares Bauelement (6) über eine in einem Gehäuse (21) drehbar in einem Lager (15) gelagerte Kugelmutter (13) antreibt, wobei die Kugelmutter (13) mit einer an dem Bauelement (6) ausgebildeten Gewindespindel (6') in Eingriff steht, dadurch gekennzeichnet, dass das Lager (15) ein zweireihiges Schrägkugellager mit einem einteiligen Lagerinnenring (16) ist.
2. Elektromechanische Servolenkung nach Anspruch 1, dadurch
gekennzeichnet, dass die Kontaktwinkel (a) des zweireihigen
Schrägkugellagers (15) so ausgewählt sind, dass sich ein von Null verschiedener Stützabstand (X) ausbildet.
3. Elektromechanische Servolenkung nach Anspruch 2, dadurch
gekennzeichnet, dass die Kontaktwinkel (a) beider Reihen des zweireihigen Schrägkugellagers (15) gleich sind .
4. Elektromechanische Servolenkung nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Lageraußenring (18) zweiteilig ausgestaltet ist.
5. Elektromechanische Servolenkung nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass mit der Außenoberfläche der Kugelmutter (13) eine Riemenscheibe (14) unmittelbar und drehfest verbunden ist.
6. Elektromechanische Servolenkung nach einem der vorhergehenden
Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Abstand zwischen den Kugelmittelpunkten des Schrägkugellagers (15) in einem Bereich von minimal dem dreifachen und dem fünffachen Kugeldurchmesser liegt.
7. Elektromechanische Servolenkung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der einteilige Lagerinnenring (16) durch die Kugelmutter (13) gebildet ist.
8. Elektromechanische Servolenkung nach Anspruch 6, dadurch
gekennzeichnet, dass die Kugelmutter (13) an ihren Enden (13') auf ihrer äußeren Umfangsfläche (16) jeweils eine umlaufende Ausnehmung (17) aufweist, die eine Kugellaufbahn einer Reihe des zweireihigen Schrägkugellagers (15) bildet.
9. Elektromechanische Servolenkung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Bauelement eine Zahnstange (6) eines Zahnstangenlenkgetriebes ist.
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