WO2008122271A1 - Lageranordnung einer über ein drehgelenk antreibbaren radnabe eines kraftfahrzeuges - Google Patents

Lageranordnung einer über ein drehgelenk antreibbaren radnabe eines kraftfahrzeuges Download PDF

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WO2008122271A1
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wheel hub
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toothing
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Raphael Fischer
Roland Langer
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Schaeffler Kg
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    • F16D3/16—Universal joints in which flexibility is produced by means of pivots or sliding or rolling connecting parts
    • F16D3/20—Universal joints in which flexibility is produced by means of pivots or sliding or rolling connecting parts one coupling part entering a sleeve of the other coupling part and connected thereto by sliding or rolling members
    • F16D3/22—Universal joints in which flexibility is produced by means of pivots or sliding or rolling connecting parts one coupling part entering a sleeve of the other coupling part and connected thereto by sliding or rolling members the rolling members being balls, rollers, or the like, guided in grooves or sockets in both coupling parts
    • F16D3/223—Universal joints in which flexibility is produced by means of pivots or sliding or rolling connecting parts one coupling part entering a sleeve of the other coupling part and connected thereto by sliding or rolling members the rolling members being balls, rollers, or the like, guided in grooves or sockets in both coupling parts the rolling members being guided in grooves in both coupling parts
    • F16D2003/22326—Attachments to the outer joint member, i.e. attachments to the exterior of the outer joint member or to the shaft of the outer joint member

Definitions

  • the invention relates to a bearing assembly of a driven via a rotary hub of a motor vehicle, in which the wheel hub connected to a wheel hub and connected to a drive shaft rotary joint by means of a toothing rotatably and axially connected by engaging in a central pin of the pivot bolt, and with a two-row roller bearing mounted on the wheel hub with an inner ring with at least one separate bearing inner ring, wherein an end face of the stub axle of the wheel hub has an end toothing, which is rotatably connected to a corresponding spur toothing of the joint body of the rotary joint.
  • an outer joint body of the rotary joint of a drive shaft which is also referred to as a joint bell, rotatably connected to the pin of the wheel hub via a radial toothing.
  • a joint bell rotatably connected to the pin of the wheel hub via a radial toothing.
  • an internal toothing is cleared in the pin of the flange and provided the pin of the joint bell with the matching outer profile.
  • the system is axially braced for long pins via a central nut and for systems with short pins via an expansion screw. Due to the system, such a connection can not be mounted without backlash, since a backlash is necessary for a positive-free insertion of the joint bell pin into the flange pin. This backlash causes unwanted crackling noises during load changes due to the alternating contact of the flanks.
  • pin solution Another disadvantage of the pin solution is the complex assembly and disassembly. Because in order to assemble or disassemble the PTO shaft, the PTO shaft must be axially free by at least tenon length. This means that when the wheel carrier is mounted, a cardan shaft with a gearbox-side flange must be used. If this is not desired or possible, ie the PTO shaft is first attached to the gearbox, the wheel carrier must be swung out to produce the necessary axial mounting path.
  • Such a bearing arrangement of a driven via a rotary hub of a motor vehicle is known from DE 42 10 461 C2.
  • the rotationally fixed connection of the wheel hub and rotary joint is made possible by a threaded pin, which has a shaft toothing, which engages in a correspondingly designed internal toothing in the stub axle of the wheel hub.
  • the opposite surface of the joint body of the propeller shaft acts twice on the over the stub axle of the wheel hub protruding bearing inner ring, namely once by one end face of the counter surface presses on an end face of the bearing inner ring, and secondly characterized in that an axial surface of the counter surface the über- supporting part of the bearing inner ring.
  • the aim of this arrangement is the prevention of deformation effects, in particular of such deformation effects, which act on the bearing inner ring as a result of bending moments.
  • An advantage of such an arrangement is a relatively compact and short construction of the hub-rotary joint unit, since the joint body is displaced at least a little way into the wheel hub into it. Therefore, a desired displacement of the pivot shaft center of the outer ball joint takes place as far as possible in the direction of the vehicle outside.
  • a similar wheel bearing constant velocity joint unit is known from DE 36 04 630 C2, in which the axially terminal serrations of the hub and swivel are taumelgepresst. This arrangement also takes up a relatively large amount of space.
  • a wheel bearing constant velocity joint unit with a double row bearing which has at least one separate from the hub formed bearing inner ring, which is axially held and / or braced by a formed on the hub formed deformed collar.
  • the federal government can be provided directly or indirectly via an intermediate part for holding the bearing inner ring.
  • Cold forming can be considered in particular as a reforming process.
  • a front or helical toothing in the bearing inner ring is formed radially outwardly over-shaped formed collar of the wheel hub, wherein the front or oblique toothing with a joint component, in particular the outer joint part, directly rotatably connected.
  • Another known from DE 36 36 243 C2 embodiment provides that a helical or spur gear on a bearing inner ring radially outwardly magnifying ring lug is formed, wherein the front or helical toothing with a joint component, in particular the outer joint part, directly rotatably connected wherein the bearing inner ring has pre-formed engagement means into which the deformed collar engages positively. Thereafter, the separate bearing inner ring, which may be provided with an enlarged end face, participates in the torque transmission from the hub to the pivot joint.
  • the stub axle of the wheel hub and an end face of the joint body have mutually corresponding serrations, wherein the serrations are located approximately centrally below the raceways of the bearing assembly.
  • an inner race of the bearing assembly in the wheel hub and the other inner race of the bearing assembly are formed in the shell of the joint body. Due to the integration of the rolling body raceway in the outer circumferential surface of the outer joint part of the rotary joint of the axially required space of the wheel bearing rotary joint unit is reduced overall. The center point of the joint body or outer joint part is therefore arranged to be displaced further in the direction of the vehicle outer side. However, in such a construction, the adjustment of the necessary preload of the rolling elements of the bearing assembly is difficult.
  • the invention has for its object to provide a bearing assembly which eliminates the disadvantages.
  • the invention PHg the task of creating a short-built unit of wheel hub, bearing assembly and swivel joint, which is easy to assemble or disassemble.
  • the invention is based on the finding that the stated object can be achieved in a surprisingly simple manner in that the pin of the outer joint body is formed conical, in such a way that the diameter of the pin directed towards the wheel hub is smaller than that Diameter of the pin in the transition region to a introduced into the outer joint body spur gear, which corresponds to a spur gear toothing, which is introduced into the stub axle of the wheel hub.
  • the spur toothing or the spur gear pair is arranged axially and radially at least partially below the rolling bearing.
  • the invention is therefore according to the features of the main claim of a bearing assembly of a driven via a rotary hub of a motor vehicle, in which the wheel hub connected to a wheel hub and connected to a drive shaft swivel rotatably by means of a toothing and by a in a central pivot of the pivot joint engaging bolts are axially connected together.
  • a double-row roller bearing is mounted with an inner ring with at least one separate bearing inner ring.
  • An end face of a stub axle of the wheel hub has an end toothing which can be connected in a rotationally fixed manner to a corresponding end toothing of the joint body of the rotary joint.
  • the separate bearing inner ring projects with an end face axially beyond the end of the stub axle of the wheel hub.
  • the spur gear teeth are arranged at least partially radially and axially below the rolling bearing.
  • the pin of the outer joint body is configured conical, wherein a diameter D2 of the pin in the region of its wheel-side, front end portion is smaller than its joint-side diameter D1, so that for these diameters: D1> D2.
  • the threaded portion of the bolt can be increased.
  • the conical pin of the outer joint body facilitates assembly with the wheel hub. The pin can now be easily inserted into the hub and acts self-centering when inserted into the hub by the increase in diameter. In addition, this weight can be saved.
  • the bearing assembly according to the invention can be designed particularly short construction.
  • the outer diameter D V ER of the spur toothing is smaller than or equal to the bore diameter DIR of the inner ring, so that for these diameters: D V ER ⁇ DIR.
  • the inner diameter DIVER of the spur gear toothing is smaller by at least a factor of 0.95 than the outer diameter D V ER of the spur gear toothing, so that the following applies for these diameters: DIVER ⁇ 0.95 x D V ER.
  • Another embodiment of the invention provides that the row spacing RAB of the bearing balls is smaller than the outer diameter D V ER of the spur gear teeth such that the following relationship applies to the ratio of R A B TO D V ER: R A B ⁇ DVER-
  • the pitch circle diameter VTK of the face toothing is smaller than the pitch circle diameter GTK of the joint balls of the pivot joint, so that for these diameters: VTK ⁇ GTK.
  • the inner ring - cross-sectional height IQ at the lowest point of the ball track is at least 0.2 times the diameter (D w ) of the bearing balls, so that for the ratio of IQ to D w the following Relationship holds: IQ> 0.2 x D w .
  • the outer diameter D V ER of the spur toothing is greater than twice the diameter D w of the bearing balls, so that for these diameters: DVER> 2 x D w .
  • bearing inner ring is connected to a means for axial tolerance compensation between the bearing inner ring and the counter surface of the joint body.
  • This is particularly advantageous because it is an optionally existing tolerance problem, caused by a double fit spur / plant joint bell-separate bearing inner ring, is resolved.
  • the means for axial tolerance compensation between the bearing inner ring and the counter surface of the joint body is an axial undercut in the form of an annular groove in the end face of the joint body.
  • the toothing angle ß is arranged positively or negatively to the plane of rotation of the bearing assembly, in particular at an angle ß of ⁇ 30 °.
  • This embodiment can be supplemented by the fact that the toothing angle ß is inclined to the outer joint body.
  • an embodiment of the invention is particularly advantageous, which is characterized in that the spur toothing is a Hirth toothing, in particular with radially extending teeth with a number from 12 to 60, is.
  • Fig. 1 is a sectional view through an embodiment of a bearing assembly according to the invention
  • Fig. 2 is another sectional view through an embodiment of a bearing assembly according to the invention.
  • a bearing assembly 1 is shown in longitudinal section, wherein the same reference numerals are used for the same components.
  • FIG. 1 an embodiment of a bearing assembly 1 is shown in longitudinal section.
  • the bearing assembly 1 has a wheel hub 2 of a motor vehicle, not shown.
  • the wheel hub 2 is connected via a spur gear teeth 3, 4 with a known rotary joint 5.
  • the wheel hub 2 has at one axial end a wheel flange 6 for receiving a rim of a vehicle wheel, not shown.
  • the rotary joint 5 has an outer, bell-shaped joint body 7, which is provided on its inner circumferential surface with raceways 8, which serve to receive joint balls, not shown, the latter being guided in known manner in windows of a cage, also not shown.
  • the joint balls are used for torque transmission from an inner joint body also not shown on the outer joint body 7, wherein the inner joint body is connected to a shaft portion of a drive shaft.
  • a double-row roller bearing 11 is arranged in the form of an angular contact ball bearing in O arrangement.
  • the rolling bearing 11 has an outer ring 12, to which a mounting flange 13 is formed for a wheel carrier, and an inner ring 14. Between outer ring 12 and inner ring 14 serving as rolling elements bearing balls 15 are arranged.
  • the inner ring 14 consists of two bearing inner rings 16 and 17, wherein an axially inner bearing inner ring 16 in relation to the longitudinal extent of the wheel hub 2 is integrally formed on the wheel hub 2, while an axially outer bearing inner ring 17 is a separate component, which on a stub axle 18 of the wheel hub 2 is deferred.
  • the spur gear 4 On an axially outer end face 19 of the outer joint body 7, the spur gear 4 is provided, which is in engagement with the corresponding spur toothing 3 of the stub axle 18.
  • the spur gear 3, 4 is located radially and axially below the roller bearing 11, approximately centrally below the separate bearing inner ring 17.
  • a pin 20 is formed, which has a bore provided with an internal thread.
  • a from a central bore 21 of the hub 2 ago accessible bolt 22 is screwed.
  • This central bore 21 is accessible through a central bore of the vehicle rim, not shown, so that a release or mounting of the profile shaft, not shown, with the hinge 5 from the vehicle outside is possible.
  • the axially outer, separate bearing inner ring 17 has an axially inner end face 23 and an axially outer end face 24, wherein the latter is directed to a radial counter or end face 25 of the joint body 7 and abuts against this.
  • the wheel hub 2 and the outer joint body 7 are axially moved against each other until the spur gears 3, 4 are in engagement with each other.
  • the counter surface 25 of the joint body 7 presses against the axially outer end face 24 of the separate bearing inner ring 17 and presses this bearing inner ring 17 against a bearing surface 26 of the axially inner bearing inner ring 16th
  • the bearing inner ring 17 is connected to a means 27 for axial tolerance compensation between the bearing inner ring 17 and the counter surface 25 of the joint body 7 in connection.
  • this means 27 for axial tolerance compensation is an axial recess in the form of an annular groove 28 in the mating surface 25 of the end face 19 of the joint body 7.
  • the undercut 28 achieves elastic deformability in the area of the mating surface 25. so that during assembly at first in the region of the end faces 24, 25 and then in the region of the face toothing 3, 4, a play-free abutment of stub axle 18 on the articulated body 7 occurs.
  • the required tolerance compensation for secure clamping of the separate bearing inner ring 17 in the rolling bearing 11 is ensured by the elastic deformability in the region of the joint body system on a separate bearing inner ring 17.
  • the pin 20 is conical, so that the diameter of a front end portion 29 of the pin 20 is smaller than the diameter of the pin 20 in the region of the transition to the toothing 4th 2, the bearing assembly 1 of FIG. 1 is shown in a slightly different view, in which the bolt 22 is not shown, but instead of ball joints 30 in the outer joint body 7 of the swivel joint 5.
  • the parameters essential to the invention was in the representation 2 largely dispenses with the use of reference numerals, but the diameters and widths essential to the invention are illustrated by dimension lines and code letters.
  • DVER outer diameter of the spur gear teeth 3
  • DIR bore diameter of the separate inner ring 14
  • DIVER inner diameter of the spur gear teeth 3
  • RAB row spacing of the bearing balls 15
  • IRB width of the separate bearing inner ring 17
  • VTK pitch diameter of the spur gear teeth 3, 4
  • the outer diameter D V ER of the spur gear teeth 3, 4 is less than or equal to the bore diameter DIR of the separate inner ring 14, ie D V ER ⁇ DIR.
  • the inner diameter DIVER of the spur gear teeth 3, 4 is at least 0.95 smaller than the outer diameter D V ER of the spur gear teeth 3, 4, ie DIVER ⁇ 0.95 ⁇ D V ER-
  • the row spacing RAB of the bearing balls 15 is smaller than the outer diameter DVER of the spur gear teeth 3, 4, ie RAB ⁇ DVER.
  • the pitch circle diameter VTK of the face gear 3, 4 is smaller than the pitch circle diameter GTK of the joint balls 30, ie V T ⁇ ⁇ GTK.
  • the distance LZ of the wheel hub 2 with respect to the center line of the transmission-side ball row to the tip circle of the face gear 4 is positive.
  • the outer diameter DVER of the spur toothing 3, 4 is greater than twice the diameter D w of the bearing balls 15, ie DVER> 2 XD W -
  • the inner ring cross-sectional height IQ at the lowest point of the ball track is at least 0.2 times the diameter Dw of the bearing balls 15, ie IQ> 0.2 ⁇ Dw
  • the threaded portion of the bolt 22 is at least the region of the pin 20 of the outer joint body 7, in which the thread is for the bolt 22, tapered.
  • the diameter D 2 is thus smaller than the joint-side diameter D 1 of the pin 20.
  • the conical configuration of the pin 20 has proved to be particularly advantageous. In this way, the threaded portion of the bolt 22 can be increased and beyond the conical pin 20 of the outer joint body 7 facilitates assembly with the wheel hub 2.
  • the pin can now be easily inserted into the wheel hub 2 and acts upon insertion into the hub 2 through the diameter enlargement self-centering. In addition, can be saved by the conical geometry of the pin 20 weight.
  • the toothing angle ⁇ can be arranged positively or negatively to the plane of rotation of the bearing assembly 1, preferably it is ⁇ 30 °. It is particularly advantageous if the toothing angle ⁇ is inclined to the outer joint body 7, since this allows better inner ring support and greater tooth width for torque transmission.
  • the spur gear teeth 3, 4 of the wheel hub 2 and rotary joint 5 are each designed as Hirth gear teeth with radially extending teeth, wherein the number of teeth is between 12 and 60.
  • DIVER Internal diameter of the spur gear teeth 3, 4
  • I RB width of the bearing inner race 17
  • VTK pitch circle diameter of the serration 3, 4
  • D2 diameter of the pin 20 in the region of its front, wheel-side end region 29 ⁇ : toothing angle of the spur toothing 3, 4

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Lageranordnung (1) einer über ein Drehgelenk (5) antreibbaren Radnabe (2) eines Kraftfahrzeuges, bei der die mit einem Radflansch (6) verbundene Radnabe (2) und das mit einer Antriebswelle verbundene Drehgelenk (5) mittels einer Verzahnung (3, 4) drehfest und durch einen in einen zentralen Zapfen (20) des Drehgelenks (5) eingreifenden Schraubbolzen (22) axial miteinander verbunden sind, und mit einem auf der Radnabe (2) aufgezogenen zweireihigen Wälzlager (11) mit einem Innenring (14) mit zumindest einem separaten Lagerinnenring (17), wobei eine Stirnfläche des Achsstumpfs (18) der Radnabe (2) eine Stirnverzahnung (3) aufweist, welche mit einer korrespondierenden Stirnverzahnung (4) des Gelenkkörpers (7) des Drehgelenks (5) drehfest verbindbar ist. Um eine verbesserte Verbindung von Radnabe mit Drehgelenk zu ermöglichen, ist vorgesehen, dass der separate Lagerinnenring (17) mit einer Stirnfläche (24) axial über das Ende eines Achsstumpfs (18) der Radnabe (2) hinausragt und dass die Stirnverzahnungen (3, 4) zumindest teilweise radial und axial unterhalb des Wälzlagers (11) angeordnet sind, und dass der Zapfen (20) des äußeren Gelenkkörpers (7) konisch ausgestaltet ist, wobei ein Durchmesser (D2) des Zapfens (20) im Bereich seines radseitigen, vorderen Endbereichs (29) kleiner ist als sein gelenkseitiger Durchmesser (D1), so dass für diese Durchmesser gilt: D1 > D2.

Description

Schaeffler KG Industriestr. 1 - 3, 91074 Herzogenaurach
Bezeichnung der Erfindung
Lageranordnung einer über ein Drehgelenk antreibbaren Radnabe eines Kraftfahrzeuges
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft eine Lageranordnung einer über ein Drehgelenk antreibbaren Radnabe eines Kraftfahrzeuges, bei der die mit einem Radflansch verbundene Radnabe und das mit einer Antriebswelle verbundene Drehgelenk mittels einer Verzahnung drehfest und durch einen in einen zentralen Zapfen des Drehgelenks eingreifenden Schraubbolzen axial miteinander verbunden sind, und mit einem auf der Radnabe aufgezogenen zweirei- higen Wälzlager mit einem Innenring mit zumindest einem separaten Lagerinnenring, wobei eine Stirnfläche des Achsstumpfs der Radnabe eine Stirnverzahnung aufweist, welche mit einer korrespondierenden Stirnverzahnung des Gelenkkörpers des Drehgelenks drehfest verbindbar ist. Hintergrund der Erfindung
Üblicherweise wird ein äußerer Gelenkkörper des Drehgelenks einer Antriebswelle, welcher auch als Gelenkglocke bezeichnet wird, mit dem Zapfen der Radnabe über eine Radialverzahnung drehfest verbunden. Dazu wird im Zapfen des Flansches eine Innenverzahnung geräumt und der Zapfen der Gelenkglocke mit dem dazu passenden Außenprofil versehen. Das System wird bei Langzapfen über eine Zentralmutter und bei Systemen mit Kurzzapfen über eine Dehnschraube axial verspannt. Systembedingt lässt sich eine solche Verbindung nicht spielfrei montieren, da für ein zwangsfreies Einführen des Gelenkglockenzapfens in den Flanschzapfen ein Flankenspiel notwendig ist. Dieses Flankenspiel bewirkt bei Lastwechseln durch die alternierende Anlage der Flanken unerwünschte Knackgeräusche.
Ein weiterer Nachteil der Zapfenlösung ist die aufwendige Montage bzw. Demontage. Denn um die Gelenkwelle montieren bzw. demontieren zu können, muss die Gelenkwelle axial um mindestens Zapfenlänge frei sein. Dies bedeutet, dass bei montiertem Radträger eine Gelenkwelle mit getriebeseiti- gem Flansch eingesetzt werden muss. Falls dies nicht gewünscht oder mög- lieh ist, also die Gelenkwelle zunächst am Getriebe angebracht wird, muss der Radträger ausgeschwenkt werden, um den nötigen axialen Montageweg herzustellen.
Eine derartige Lageranordnung einer über ein Drehgelenk antreibbaren Radnabe eines Kraftfahrzeuges ist aus der DE 42 10 461 C2 bekannt. Bei dieser Anordnung wird die drehfeste Verbindung von Radnabe und Drehgelenk durch einen Gewindezapfen ermöglicht, welcher eine Wellenverzahnung aufweist, die in eine entsprechend ausgestaltete Innenverzahnung im Achsstumpf der Radnabe eingreift. Die Gegenfläche des Gelenkkörpers der Gelenkwelle wirkt gleich zweifach auf den über den Achsstumpf der Radnabe überstehenden Lagerinnenring ein, nämlich einmal dadurch, dass eine Stirnseite der Gegenfläche auf eine Stirnseite des Lagerinnenrings presst, und zum zweiten dadurch, dass eine Axialfläche der Gegenfläche den über- stehenden Teil des Lagerinnenrings stützt. Ziel dieser Anordnung ist die Verhinderung von Verformungseffekten, insbesondere von solchen Verformungseffekten, welche infolge von Biegemomenten auf den Lagerinnenring einwirken.
Vorteilhaft an einer derartigen Anordnung ist ein relativ kompakter und kurzer Aufbau der Radnaben-Drehgelenk-Einheit, da der Gelenkkörper zumindest ein kleines Stück weit in die Radnabe hinein verlagert angeordnet ist. Daher findet eine erwünschte Verschiebung des Gelenkwellenmittelpunktes vom äußeren Kugelgelenk möglichst weit in Richtung Fahrzeugaußenseite statt.
Als nachteilig muss aber die Ausgestaltung der Verzahnung als Wellenverzahnung beurteilt werden, da mit einer derartigen, sich im Wesentlichen axial erstreckenden Verzahnung die Einstellung des korrekten Abstandes der Bauteile zueinander schwierig ist. Ferner macht die auf die Stirnseite des Lagerinnenrings einwirkende Gegenfläche des Gelenkkörpers eine genaue Einstellung der nötigen Vorspannung des Lagerinnenrings schwierig, da sich beim Verspannen der Radlagereinheit mit der Gelenkwelle das Problem der Überbestimmung für die gewünschte axiale Spielfreiheit von Verzahnung und Radlagerluft durch zwei axiale bzw. radiale Anlagestellen im Bereich der Gelenkwellenanlage am Lagerinnenring ergibt.
Diese Nachteile lassen sich durch den Einsatz einer Stirnverzahnung zwischen Gelenkglocke und Radlager, gegebenenfalls auch zwischen Gelenk- welle und Getriebeausgangswelle beseitigen, denn zum einen ist die Stirnverzahnung spielfrei montierbar, wodurch Knackgeräusche zuverlässig verhindert werden, zum anderen entspricht der axial notwendige Montageweg der Verzahnungstiefe der Stirnverzahnung von wenigen Millimetern und wird vom ohnehin vorhandenen Längenausgleich der Gelenkwelle bereitgestellt. Es sind bereits Lageranordnungen einer über ein Drehgelenk antreibbaren Radnabe eines Kraftfahrzeuges mit Stirnverzahnungen bekannt geworden, welche die oben geschilderten Probleme nicht aufweisen, dafür aber in anderer Hinsicht verbesserungsfähig sind.
Aus der DE 31 16 720 C1 ist eine Lageranordnung bekannt, bei welcher der gesamte Innenring einstückig mit der Radnabe verbunden ist, so dass dort das Einstellen der Vorspannung und das Fixieren eines separaten Lagerinnenrings keine Rolle spielen. In die zum Gelenkkörper gerichtete Stirnseite des Achsstumpfs der Radnabe ist eine Stirnverzahnung eingeformt, welche mit einer Stirηverzahnung des Gelenkkörpers korrespondiert, so dass hierdurch eine einfache lösbare Befestigung dieser Bauteile gewährleistet ist. Für Lageranordnungen mit mehrteiligen Innenringen eignet sich eine derartige Anordnung nicht. Zwar soll sich durch diese bekannte Konstruktion eine geringe axiale Baulänge erreichen lassen, jedoch ist diese für immer kompakter werdende Fahrzeuge bei zunehmend geringerem zur Verfügung stehendem Bauraum für heutige Anforderungen immer noch zu groß.
Eine ähnliche Radlager-Gleichlaufgelenk-Einheit ist aus der DE 36 04 630 C2 bekannt, bei welcher die axial endständigen Stirnverzahnungen von Radnabe und Drehgelenk taumelgepresst sind. Auch diese Anordnung nimmt relativ viel Bauraum ein.
Aus der DE 36 36 243 C2 ist eine Radlager-Gleichlaufgelenk-Einheit mit einem zweireihigen Lager bekannt, das zumindest einen von der Radnabe getrennt ausgebildeten Lagerinnenring aufweist, der durch einen an der Radnabe ausgebildeten umgeformten Bund axial gehalten und/oder verspannt ist. Der Bund kann dabei unmittelbar oder mittelbar über ein Zwischenteil zur Halterung des Lagerinnenringes vorgesehen sein. Als Umfor- mungsverfahren kommt insbesondere eine Kaltumformung in Betracht. Bei einer Ausführungsform ist dort vorgesehen, dass eine Stirn- oder Schrägverzahnung in den Lagerinnenring radial nach außen übergreifenden umgeformten Bund der Radnabe eingeformt ist, wobei die Stirn- oder Schrägver- zahnung mit einem Gelenkbauteil, insbesondere dem Gelenkaußenteil, unmittelbar drehfest verbindbar ist. Durch eine derartige Ausgestaltung soll es möglich sein, eine großflächige, radial orientierte Stirnverzahnung oder leicht konische Schrägverzahnung unabhängig von der Art der Lagergestaltung darzustellen, wobei nach einem entsprechenden Verfahren die Schräg- oder Stirnverzahnung zugleich beim Herstellen des Bundes in das Material eingeprägt wird.
Eine andere aus der DE 36 36 243 C2 bekannte Ausgestaltung sieht vor, dass eine Schräg- oder Stirnverzahnung an einem den Lagerinnenring radial nach außen vergrößernden Ringansatz ausgebildet ist, wobei die Stirn- oder Schrägverzahnung mit einem Gelenkbauteil, insbesondere dem Gelenkaußenteil, unmittelbar drehfest verbindbar ist, wobei der Lagerinnenring vorgebildete Eingriffsmittel aufweist, in die der umgeformte Bund formschlüssig eingreift. Hiernach nimmt der separate Lagerinnenring, der mit einer vergrößerten Stirnfläche versehen sein kann, an der Drehmomentübertragung von der Nabe auf das Drehgelenk teil.
Bei dieser Lösung wird auf einen Wälznietbund durch Materialumformung eine Axialverzahnung aufgebracht. Durch diesen Wälznietbund mit Verzahnung wird in axialer Richtung zusätzlicher Bauraum benötigt. Dies bewirkt eine Beugewinkelvergrößerung der Gelenkwelle und hat somit negativen Einfluss auf die Gelenkwellenlebensdauer und den Lenkeinschlag des Fahrzeuges.
Aus der DE 10 2005 009 935 A1 ist eine ähnliche technische Lösung bekannt, bei welcher die Stirnverzahnung an einem auch mit dem Begriff Wälznietbund bezeichneten Bund der Radnabe ausgebildet ist. Gemäß dieser Lösung ist vorgesehen, dass zumindest an der radlageranordnungsseitigen Stirnverzahnung ein Verhältnis von Durchmesser eines Verzahnungsteilkreises VTK zu einer Zähnezahl Z der Stirnverzahnung mindestens 0,7 ist. Aus der US 6,146,022 schließlich ist eine Lageranordnung einer über ein Drehgelenk antreibbaren Radnabe eines Kraftfahrzeuges bekannt, welche im Hinblick auf eine geringe Baulänge sehr vorteilhaft ist. Der Achsstumpf der Radnabe und eine Stirnseite des Gelenkkörpers weisen zueinander korrespondierende Stirnverzahnungen auf, wobei sich die Stirnverzahnungen etwa mittig unterhalb der Laufbahnen der Lageranordnung befinden. Hierbei sind eine innere Laufbahn der Lageranordnung in der Radnabe und die andere innere Laufbahn der Lageranordnung im Mantel des Gelenkkörpers eingeformt. Durch die Integration der Wälzkörperlaufbahn in die Außenmantelfläche des Gelenkaußenteils des Drehgelenks wird der axial benötigte Bauraum der Radlager-Drehgelenk-Einheit insgesamt reduziert. Der Mittel- punkt des Gelenkkörpers bzw. Gelenkaußenteils ist daher weiter in Richtung zur Fahrzeugaußenseite verlagert angeordnet. Allerdings ist bei einer derartigen Konstruktion die Einstellung der notwendigen Vorspannung der Wälzkörper der Lageranordnung schwierig.
Aufgabe der Erfindung
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Lageranordnung zu schaffen, welche die geschilderten Nachteile beseitigt. Insbesondere liegt der Erfin- düng die Aufgabe zugrunde, eine kurz bauende Einheit aus Radnabe, Lageranordnung und Drehgelenk zu schaffen, welche leicht zu montieren bzw. zu demontieren ist.
Zusammenfassung der Erfindung
Der Erfindung liegt die Erkenntnis zugrunde, dass sich die gestellte Aufgabe auf überraschend einfache Art und Weise dadurch lösen lässt, dass der Zap- fen des äußeren Gelenkkörpers ausgebildet konisch ist, und zwar derart, dass der zur Radnabe gerichtete Durchmesser des Zapfens kleiner ist als der Durchmesser des Zapfens im Übergangsbereich zu einer in den äußeren Gelenkkörper eingebrachten Stirnverzahnung, welche mit einer Stirnverzahnung korrespondiert, die in den Achsstumpf der Radnabe eingebracht ist. Dabei ist die Stirnverzahnung bzw. das Stirnverzahnungspaar axial und radial wenigstens teilweise unterhalb des Wälzlagers angeordnet.
Die Erfindung geht gemäß den Merkmalen des Hauptanspruchs daher aus von einer Lageranordnung einer über ein Drehgelenk antreibbaren Radnabe eines Kraftfahrzeuges, bei der die mit einem Radflansch verbundene Radnabe und das mit einer Antriebswelle verbundene Drehgelenk mittels einer Verzahnung drehfest und durch einen in einen zentralen Zapfen des Drehgelenks eingreifenden Schraubbolzen axial miteinander verbunden sind.
Auf der Radnabe ist ein zweireihiges Wälzlager mit einem Innenring mit zumindest einem separaten Lagerinnenring aufgezogen.
Eine Stirnfläche eines Achsstumpfs der Radnabe weist eine Stirnverzahnung auf, welche mit einer korrespondierenden Stirnverzahnung des Gelenkkör- pers des Drehgelenks drehfest verbindbar ist.
Zudem ist vorgesehen, dass der separate Lagerinnenring mit einer Stirnfläche axial über das Ende des Achsstumpfs der Radnabe hinausragt. Weiterhin ist vorgesehen, dass die Stirnverzahnungen zumindest teilweise radial und axial unterhalb des Wälzlagers angeordnet sind. Der Zapfen des äußeren Gelenkkörpers ist konisch ausgestaltet, wobei ein Durchmesser D2 des Zapfens im Bereich seines radseitigen, vorderen Endbereichs kleiner ist als sein gelenkseitiger Durchmesser D1 , so dass für diese Durchmesser gilt: D1 > D2.
Durch diesen Aufbau wird vorteilhaft erreicht, dass sich der Gewindetraganteil des Bolzens erhöhen lässt. Darüber hinaus erleichtert der konische Zapfen des äußeren Gelenkkörpers die Montage mit der Radnabe. Der Zapfen lässt sich nunmehr leicht in die Radnabe einführen und wirkt beim Einführen in die Radnabe durch die Durchmesservergrößerung selbstzentrierend. Darüber hinaus lässt sich hierdurch Gewicht einsparen.
Es wird also auf überraschend einfache Art und Weise eine Lageranordnung aus zum Teil für sich bekannten Einzelkomponenten geschaffen, die nicht nur schmal bzw. kurz baut, sondern bei der zudem in völlig neuartiger Weise eine einfache und exakte Montage von Radnabe und Drehgelenk ermöglicht ist.
Das System wird ebenfalls über einen Bolzen in Form einer Dehnschraube verspannt. Durch den Wegfall des sonst notwendigen Gelenkwellenzapfens wird zusätzlich Gewicht eingespart. Dadurch, dass sich die Stirnverzahnung wenigstens teilweise radial innerhalb des Wälzlagers befindet, kann die erfindungsgemäße Lageranordnung besonders kurzbauend gestaltet werden.
Außerdem kann vorgesehen sein, dass der Außendurchmesser DVER der Stirnverzahnung kleiner oder gleich zum Bohrungsdurchmesser DIR des Innenringes ist, so dass für diese Durchmesser gilt: DVER ≤ DIR.
In anderen praktischen Weiterbildungen kann vorgesehen sein, dass der Innendurchmesser DIVER der Stirnverzahnung wenigstens um den Faktor 0,95 kleiner ist als der Außendurchmesser DVER der Stirnverzahnung, so dass für diese Durchmesser gilt: DIVER < 0,95 x DVER. Eine andere Ausgestaltung der Erfindung sieht vor, dass der Reihenabstand RAB der Lagerkugeln kleiner ist als der Außendurchmesser DVER der Stirnverzahnung so dass für das Verhältnis von RAB ZU DVER die folgende Beziehung gilt: RAB < DVER-
Ebenso liegt es im Rahmen der Erfindung vorzusehen, dass der Teilkreisdurchmesser VTK der Stirnverzahnung kleiner ist als der Teilkreisdurchmesser GTK der Gelenkkugeln des Drehgelenks, so dass für diese Durchmesser gilt: VTK < GTK.
In einer besonders praktischen Weiterbildung der Erfindung ist vorgesehen, dass die Innenring - Querschnitthöhe IQ an der tiefsten Stelle der Kugellaufbahn mindestens dem 0,2fachen des Durchmessers (Dw) der Lagerkugeln beträgt,, so dass für das Verhältnis von IQ zu Dw die folgende Beziehung gilt: IQ > 0,2 x Dw.
Besonders vorteilhaft ist ebenso eine Ausgestaltung der Erfindung, die sich dadurch auszeichnet, dass der Abstand LZ der Radnabe bezogen auf die Mittellinie der getriebeseitigen Kugelreihe zum Kopfkreis der Stirnverzahnung positiv ist.
Es liegt ebenso im Rahmen der Erfindung vorzusehen, dass der Außendurchmesser DVER der Stirnverzahnung größer ist als der doppelte Durchmesser Dw der Lagerkugeln, so dass für diese Durchmesser gilt: DVER > 2 x Dw.
Andere praktische Ausgestaltungen der Erfindung zeichnen sich dadurch aus, dass der Lagerinnenring mit einem Mittel zum axialen Toleranzausgleich zwischen dem Lagerinnenring und der Gegenfläche des Gelenk- körpers in Verbindung steht. Dies ist insbesondere deshalb von Vorteil, da dadurch ein gegebenenfalls bestehendes Toleranzproblem, verursacht durch eine Doppelpassung Stirnverzahnung / Anlage Gelenkglocke-separater Lagerinnenring, behoben wird. Diese Ausgestaltung lässt sich noch dadurch ergänzen, dass das Mittel zum axialen Toleranzausgleich zwischen dem Lagerinnenring und der Gegenfläche des Gelenkkörpers ein axialer Freistich in Form einer Ringnut in der Stirnfläche des Gelenkkörpers ist.
Ebenso praktisch ist eine Weiterbildung der Erfindung, bei welcher vorgesehen ist, dass der Verzahnungswinkel ß positiv oder negativ zur Rotationsebene der Lageranordnung angeordnet ist, insbesondere in einem Winkel ß von ± 30°. Diese Ausgestaltung lässt sich noch dadurch ergänzen, dass der Verzahnungswinkel ß zum äußeren Gelenkkörper geneigt ist.
Die Kombination der Zahnschräge der Stirnverzahnung im Verhältnis zur Vorspannung der Dehnschraube bzw. der Radnabe ergibt einen Überlast- schütz. Denn übersteigt das angelegte Drehmoment das Auslegungsmaximum, so rutschen die Zähne der Stirnverzahnung gegen den Widerstand der Dehnschraube an den Lastflanken axial auseinander und die Zähne rasten im nächsten Zwischenraum ein.
Besonders vorteilhaft ist schließlich eine Ausgestaltung der Erfindung, die sich dadurch auszeichnet, dass die Stirnverzahnung eine Hirth-Verzahnung, insbesondere mit radial verlaufenden Zähnen mit einer Anzahl von 12 bis 60, ist.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der beiliegenden Zeichnung näher erläutert. Darin zeigt:
Fig. 1 eine Schnittansicht durch ein Ausführungsbeispiel einer Lageranordnung gemäß der Erfindung, und Fig. 2 eine andere Schnittansicht durch ein Ausführungsbeispiel einer Lageranordnung gemäß der Erfindung.
Detaillierte Beschreibung der Zeichnung
In den Figuren 1 und 2 ist jeweils eine Lageranordnung 1 im Längsschnitt dargestellt, wobei für gleiche Bauteile dieselben Bezugsziffern genutzt werden.
In Fig. 1 ist ein Ausführungsbeispiel einer Lageranordnung 1 im Längsschnitt dargestellt. Die Lageranordnung 1 weist eine Radnabe 2 eines nicht dargestellten Kraftfahrzeuges auf. Die Radnabe 2 ist über eine Stirnverzahnung 3, 4 mit einem an sich bekannten Drehgelenk 5 verbunden. Die Radnabe 2 weist an einem axialen Ende einen Radflansch 6 zur Aufnahme einer Felge eines nicht dargestellten Fahrzeugrades auf.
Das Drehgelenk 5 weist einen äußeren, glockenförmigen Gelenkkörper 7 auf, der an seiner Innenmantelfläche mit Laufbahnen 8 versehen ist, die zur Aufnahme von nicht dargestellten Gelenkkugeln dienen, wobei letztere in bekannter Weise in Fenstern eines ebenfalls nicht dargestellten Käfigs geführt sind. Die Gelenkkugeln dienen zur Drehmomentübertragung von einem ebenfalls nicht gezeigten inneren Gelenkkörper auf den äußeren Gelenkkörper 7, wobei der innere Gelenkkörper mit einem Wellenabschnitt einer Antriebswelle verbunden ist. Auf der Radnabe 2 ist ein zweireihiges Wälzlager 11 in Form eines Schrägkugellagers in O-Anordnung angeordnet. Das Wälzlager 11 weist einen Außenring 12, an den ein Befestigungsflansch 13 für einen Radträger angeformt ist, sowie einen Innenring 14 auf. Zwischen Außenring 12 und Innenring 14 sind als Wälzkörper dienende Lagerkugeln 15 angeordnet.
Der Innenring 14 besteht aus zwei Lagerinnenringen 16 und 17, wobei ein in Bezug zur Längserstreckung der Radnabe 2 axial innerer Lagerinnenring 16 einstückig an die Radnabe 2 angeformt ist, während ein axial äußerer Lagerinnenring 17 ein separates Bauteil ist, welches auf einen Achsstumpf 18 der Radnabe 2 aufgeschoben ist.
An einer axial äußeren Stirnseite 19 des äußeren Gelenkkörpers 7 ist die Stirnverzahnung 4 vorgesehen, die mit der entsprechenden Stirnverzahnung 3 des Achsstumpfs 18 in Eingriff steht. Diese Stirnverzahnung 3, 4 dient der Übertragung eines Drehmoments vom Drehgelenk 5 auf die Radnabe 2. Die Stirnverzahnung 3, 4 befindet sich radial und axial unterhalb des Wälzlagers 11 , und zwar etwa mittig unterhalb des separaten Lagerinnenrings 17. Im Zentrum der Stirnseite 19 des äußeren Gelenkkörpers 7 ist ein Zapfen 20 ausgebildet, der eine mit einem Innengewinde versehene Bohrung besitzt. In diese Bohrung ist ein von einer zentralen Bohrung 21 der Radnabe 2 her zugänglicher Bolzen 22 eingeschraubt. Diese zentrale Bohrung 21 ist durch eine nicht dargestellte Mittelbohrung der Fahrzeugfelge zugänglich, so dass ein Lösen bzw. Montieren der nicht dargestellten Profilwelle mit dem Drehgelenk 5 von der Fahrzeugaußenseite her möglich ist.
Der axial äußere, separate Lagerinnenring 17 weist eine axial innere Stirnseite 23 und eine axial äußere Stirnseite 24 auf, wobei letztere zu einer radialen Gegen bzw. Stirnfläche 25 des Gelenkkörpers 7 gerichtet ist und an dieser anliegt. Beim Anziehen des Bolzens 22 werden die Radnabe 2 und der äußere Gelenkkörper 7 axial gegeneinander bewegt, bis die Stirnverzahnungen 3, 4 in Eingriff miteinander sind. Gleichzeitig drückt die Gegenfläche 25 des Gelenkkörpers 7 gegen die axial äußere Stirnseite 24 des separaten Lager-innenrings 17 und drückt diesen Lagerinnenring 17 gegen eine Anlagefläche 26 des axial inneren Lagerinnenrings 16.
Da sich die Stirnverzahnungen 3, 4 radial relativ weit unterhalb des Wälzla- gers 11 befindet, ergibt sich beim Verspannen der Radnabe 2 mit dem Drehgelenk 5 das Problem der Überbestimmung für die gewünschte axiale Spielfreiheit von Verzahnung und Radlagerluft durch zwei axiale Anlagestellen im Bereich der Stirnverzahnung 3, 4 und der Anlage der Gegenfläche 25 an der Stirnkante 24 des Lagerinnenrings 17.
Zur Behebung dieses Problems steht der Lagerinnenring 17 mit einem Mittel 27 zum axialen Toleranzausgleich zwischen dem Lagerinnenring 17 und der Gegenfläche 25 des Gelenkkörpers 7 in Verbindung. Dieses Mittel 27 zum axialen Toleranzausgleich ist bei der Ausführungsform gemäß Fig. 1 ein axi- aler Freistich in Form einer Ringnut 28 in der Gegenfläche 25 der Stirnfläche 19 des Gelenkkörpers 7. Durch den Freistich 28 wird eine elastische Verformbarkeit im Bereich der Gegenfläche 25 erreicht, so dass es bei der Montage zuerst im Bereich der Stirnflächen 24, 25 und dann im Bereich der Stirnverzahnung 3, 4 zu einer spielfreien Anlage von Achsstumpf 18 am Ge- lenkkörper 7 kommt. Der erforderliche Toleranzausgleich zur sicheren Verspannung des separaten Lagerinnenrings 17 im Wälzlager 11 wird durch die elastische Verformbarkeit im Bereich der Gelenkkörperanlage am separaten Lagerinnenring 17 sichergestellt.
Zur Erhöhung des Gewindetraganteils des Bolzens 22 ist der Zapfen 20 konisch ausgeführt, so dass der Durchmesser eines vorderen Endbereichs 29 des Zapfens 20 kleiner ist als der Durchmesser des Zapfens 20 im Bereich des Übergangs zur Verzahnung 4. In Fig. 2 ist die Lageranordnung 1 der Fig. 1 in einer leicht abweichenden Ansicht dargestellt, bei welcher der Bolzen 22 nicht dargestellt ist, dafür aber Gelenkkugeln 30 im äußeren Gelenkkörper 7 des Drehgelenks 5. Zur Verdeutlichung der erfindungswesentlichen Parameter wurde bei der Darstel- lung gemäß Fig. 2 auf die Verwendung von Bezugsziffern weitgehend verzichtet, dafür sind die erfindungswesentlichen Durchmesser und Breiten durch Bemaßungslinien und Kennbuchstaben verdeutlicht.
Diese Kennbuchstaben sind:
DVER : Außendurchmesser der Stirnverzahnung 3, 4 DIR : Bohrungsdurchmesser des separaten Innenringes 14 DIVER : Innendurchmesser der Stirnverzahnung 3, 4 RAB : Reihenabstand der Lagerkugeln 15 IRB: Breite des separaten Lagerinnenrings 17
VTK : Teilkreisdurchmesser der Stirnverzahnung 3, 4
GTK: Teilkreisdurchmesser der Gelenkkugeln 30
LZ: Abstand der Radnabe 2 bezogen auf die Mittellinie der getriebesei- tigen Kugelreihe zu dem Kopfkreis der Stirnverzahnung 4 Dw: Durchmesser der Lagerkugel 15
IQ: Querschnitthöhe der tiefsten Stelle der Kugellaufbahn des separaten Lagerinnenrings 17
D1 : Durchmesser des Zapfens 20 im Bereich des Übergangs zum Innendurchmesser DIVER der Stirnverzahnung 3, 4 D2: Durchmesser des Zapfens 20 im Bereich seines vorderen, radseiti- gen Endbereichs 29 ß: Verzahnungswinkel der Stirnverzahnung 3, 4
Für diese Maße gelten folgende Beziehungen: Der Außendurchmesser DVER der Stirnverzahnung 3, 4 ist kleiner oder gleich zum Bohrungsdurchmesser DIR des separaten Innenringes 14, also DVER ≤ DIR.
Der Innendurchmesser DIVER der Stirnverzahnung 3, 4 ist mindestens um den Faktor 0,95 kleiner als der Außendurchmesser DVER der Stirnverzahnung 3, 4, also DIVER < 0,95 x DVER-
Der Reihenabstand RAB der Lagerkugeln 15 ist kleiner als der Außendurch- messer DVER der Stirnverzahnung 3, 4, also RAB < DVER.
Der Teilkreisdurchmesser VTK der Stirnverzahnung 3, 4 ist kleiner als der Teilkreisdurchmesser GTK der Gelenkkugeln 30, also VTκ < GTK.
Der Abstand LZ der Radnabe 2 bezogen auf die Mittellinie der getriebeseiti- gen Kugelreihe zum Kopfkreis der Stirnverzahnung 4 ist positiv.
Der Außendurchmesser DVER der Stirnverzahnung 3, 4 ist größer als der doppelte Durchmesser Dw der Lagerkugeln 15, also DVER > 2 X DW-
Die Innenring-Querschnittshöhe IQ an der tiefsten Stelle der Kugellaufbahn beträgt mindestens dem 0,2fachen des Durchmessers Dw der Lagerkugeln 15, also IQ > 0,2 x Dw-
Zur Erhöhung des Gewindetraganteils des Bolzens 22 ist zumindest der Bereich des Zapfens 20 des äußeren Gelenkkörpers 7, in dem sich das Gewinde für den Bolzen 22 befindet, konisch ausgeführt. Demnach gilt D1 > D2. Im vorderen Endbereich 29 des Zapfens 20, welcher zum Bolzen 22 gerichtet ist, ist der Durchmesser D2 also kleiner als der gelenkseitige Durchmesser D1 des Zapfens 20. Die konische Ausgestaltung des Zapfens 20 hat sich als besonders vorteilhaft erwiesen. Hierdurch lässt sich der Gewindetraganteil des Bolzens 22 erhöhen und darüber hinaus erleichtert der konische Zapfen 20 des äußeren Gelenkkörpers 7 die Montage mit der Radnabe 2. Der Zapfen lässt sich nun- mehr leicht in die Radnabe 2 einführen und wirkt beim Einführen in die Radnabe 2 durch die Durchmesservergrößerung selbstzentrierend. Darüber hinaus lässt sich durch die konische Geometrie des Zapfens 20 Gewicht einsparen.
Der Verzahnungswinkel ß kann positiv oder negativ zur Rotationsebene der Lageranordnung 1 angeordnet sein, vorzugsweise beträgt er ± 30°. Besonders vorteilhaft ist es, wenn der Verzahnungswinkel ß zum äußeren Gelenkkörper 7 geneigt ist, da hierdurch eine bessere Innenringabstützung und größere Verzahnungsbreite zur Drehmomentübertragung ermöglicht wird.
Die Stirnverzahnung 3, 4 von Radnabe 2 und Drehgelenk 5 ist jeweils als Hirth-Verzahnung mit radial verlaufenden Zähnen ausgeführt, wobei die Anzahl der Zähne zwischen 12 und 60 beträgt.
Bezugszeichenliste
1 Lageranordnung
2 Radnabe
3 Stirnverzahnung
4 Stirnverzahnung
5 Drehgelenk
6 Radflansch
7 Äußerer Gelenkkörper
8 Laufbahn
11 Wälzlager
12 Außenring
13 Befestigungsflansch
14 Innenring
15 Lagerkugel
16 Lagerinnenring
17 Lagerinnenring
18 Achsstumpf
19 Stirnseite
20 Zapfen
21 Bohrung
22 Bolzen
23 Stirnseite
24 Stirnseite
25 Stim-/Gegenfläche
26 Anlagefläche
27 Mittel, Freistich
28 Ringnut
29 Vorderer Endbereich des Zapfens 20
30 Gelenkkugel
DVER : Außendurchmesser der Stirnverzahnung 3, 4 DIR : Bohrungsdurchmesser des Innenrings 14
DIVER : Innendurchmesser der Stirnverzahnung 3, 4
RAB : Reihenabstand der Lagerkugeln 15
IRB: Breite des Lagerinnenrings 17 VTK : Teilkreisdurchmesser der Stirnverzahnung 3, 4
GTK: Teilkreisdurchmesser der Gelenkkugeln 30
LZ: Abstand der Radnabe 2 bezogen auf die Mittellinie der getriebe- seitigen Kugelreihe zum Kopfkreis der Stirnverzahnung 4
Dw: Durchmesser der Lagerkugel 15 IQ: Querschnittshöhe des Lagerinnenrings 17
D1 : Durchmesser des Zapfens 20 im Bereich des Übergangs zu
DlVER
D2: Durchmesser des Zapfens 20 im Bereich seines vorderen, rad- seitigen Endbereichs 29 ß: Verzahnungswinkel der Stirnverzahnung 3, 4

Claims

Schaeffler KG Industriestr. 1 - 3, 91074 HerzogenaurachPatentansprüche
1. Lageranordnung (1) einer über ein Drehgelenk (5) antreibbaren Radnabe (2) eines Kraftfahrzeuges, bei der die mit einem Radflansch (6) verbundene Radnabe (2) und das mit einer Antriebswelle verbundene Drehgelenk (5) mittels einer Verzahnung (3, 4) drehfest und durch einen in einen zentralen Zapfen (20) des Drehgelenks (5) eingreifenden Schraubbolzen (22) axial miteinander verbunden sind, und mit einem auf der Radnabe (2) aufgezogenen zweireihigen Wälzlager (11) mit einem Innenring (14) mit zumindest einem separaten Lagerinnenring (17), wobei eine Stirnfläche eines Achsstumpfs (18) der Radnabe (2) eine Stirnverzahnung (3) aufweist, welche mit einer korrespondierenden Stirnverzahnung (4) des Gelenkkörpers (7) des Drehgelenks (5) drehfest verbindbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass der separate Lagerinnenring (17) mit einer Stirnfläche (24) axial über das Ende des Achsstumpfs (18) der Radnabe (2) hinausragt und dass die Stirnverzahnungen (3, 4) zumindest teilweise radial und axial unterhalb des Wälzlagers (11) angeordnet sind und dass der Zapfen (20) des äußeren Gelenkkörpers (7) konisch ausgestaltet ist, wobei ein Durchmesser (D2) des Zapfens (20) im Bereich seines radseitigen, vorderen Endbereichs (29) kleiner ist als sein gelenkseitiger Durchmesser (D1), so dass für diese Durchmesser gilt: D1 > D2.
2. Lageranordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Außendurchmesser (DVER) der Stirnverzahnung (3, 4) kleiner oder gleich zum Bohrungsdurchmesser (DIR) des Innenringes (14) ist, so dass für diese Durchmesser gilt: DVER ≤ DIR.
3. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Innendurchmesser (DIVER) der Stirnverzahnung (3, 4) wenigstens um den Faktor 0,95 kleiner ist als der Außendurchmesser (DVER) der Stirnverzahnung (3, 4), so dass für diese Durchmesser gilt: DIVER < 0,95 x DVER.
4. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Reihenabstand (RAB) der Lagerkugeln (15) kleiner ist als der Außendurchmesser (DVER) der Stirnverzahnung (3, 4), so dass für das Verhältnis von RAB ZU DVER die folgende Beziehung gilt:
Figure imgf000022_0001
5. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Teilkreisdurchmesser (VTκ) der Stirnverzahnung (3, 4) kleiner ist als der Teilkreisdurchmesser (GTK) von Gelenkkugeln
(30) des Drehgelenks (5), so dass für diese Durchmesser gilt: VTκ < GTK.
6. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 1 , dadurch gekenn- zeichnet, dass die Innenring - Querschnitthöhe (IQ) an der tiefsten
Stelle der Kugellaufbahn mindestens dem 0,2fachen des Durchmessers (Dw) der Lagerkugeln 15 beträgt, so dass für das Verhältnis von IQ zu Dw die folgende Beziehung gilt: IQ ≥ 0,2 x Dw.
7. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Abstand (LZ) der Radnabe (2) bezogen auf die Mittellinie der getriebeseitigen Kugelreihe zum Kopfkreis der Stirnverzahnung (4) positiv ist.
8. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Außendurchmesser (DVEFO der Stirnverzahnung (3, 4) größer ist als der doppelte Durchmesser (Dw) der Lagerkugeln (15), so dass für diese Durchmesser gilt: DVER > 2 X DW.
9. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der separate Lagerinnenring (17) mit einem Mittel (27) zum axialen Toleranzausgleich zwischen dem separaten Lagerinnenring (17) und der Gegenfläche (25) des äußeren Gelenkkörpers (7) in Verbindung steht.
10. Lageranordnung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Mittel (27) zum axialen Toleranzausgleich zwischen dem Lagerinnenring (17) und der Gegenfläche (25) des Gelenkkörpers (7) ein axialer Freistich in Form einer Ringnut (28) in der Stirnseite (19) des äußeren Gelenkkörpers (7) ist.
11. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Verzahnungswinkel (ß) positiv oder negativ zur Rotationsebene der Lageranordnung (1) angeordnet ist, insbesondere in einem Winkel (ß) von ± 30°.
12. Lageranordnung nach Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, dass der Verzahnungswinkel (ß) der Stirnverzahnung (3, 4) zum äußeren Gelenkkörper (7) geneigt ist.
13. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Stirnverzahnung (3, 4) eine Hirth-Verzahnung, insbesondere mit radial verlaufenden Zähnen mit einer Anzahl von 12 bis 60, ist.
PCT/DE2008/000551 2007-04-05 2008-04-01 Lageranordnung einer über ein drehgelenk antreibbaren radnabe eines kraftfahrzeuges WO2008122271A1 (de)

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DE102007016427A DE102007016427B4 (de) 2007-04-05 2007-04-05 Lageranordnung einer über ein Drehgelenk antreibbaren Radnabe eines Kraftfahrzeuges
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