WO2008122277A2 - Radlageranordnung - Google Patents

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WO2008122277A2
WO2008122277A2 PCT/DE2008/000577 DE2008000577W WO2008122277A2 WO 2008122277 A2 WO2008122277 A2 WO 2008122277A2 DE 2008000577 W DE2008000577 W DE 2008000577W WO 2008122277 A2 WO2008122277 A2 WO 2008122277A2
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wheel bearing
bearing
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Raphael Fischer
Peter Niebling
Roland Langer
Pavel Tseluyko
Peter Partheymüller
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Schaeffler Kg
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    • 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 wheel bearing assembly with an adapter portion, which is connected to a joint bell or other adapter element and / or connectable, with a pin portion which is connected to a hub and / or connectable, with an inner ring which a raceway for rolling elements of the wheel bearing assembly and which is arranged on the journal portion, wherein the adapter portion and the journal portion are toothed with each other via a spur toothing, and with a clamping element, which braces the adapter portion and the journal portion under a total prestress, wherein the spur gear teeth with a first bias along a first force path is clamped between the adapter portion and the pin portion.
  • the transmission of the drive torque to a driven wheel of a motor vehicle often runs on a constant velocity joint, which has an outer joint body - usually designed as a joint bell - has on the hub of the driven wheel.
  • the hub comprises a pin which is rotatably connected to the outer joint body for transmitting the drive torque.
  • the document DE 42 10 461 Al proposes, for example, to integrally form a pin on the outer joint body, which radially on a cylinder surface Has circumferential toothing, which meshes with a correspondingly formed counter teeth in the interior of a hollow cylinder-shaped pin of the hub.
  • the document DE 36 046 30 Al shows a similar embodiment, also with spur toothing and integrally molded raceways on the pin.
  • the publication 36 36 243 C2 discloses an arrangement consisting of an outer joint body and a pin of a hub, which are rotatably connected via a spur gear teeth with each other, but only one raceway of the rolling bearing is integrally integrated in the pin, the other career, however a separately mounted inner ring is arranged.
  • the inner ring is positively held in the axial direction and biased via a deformed end of the pin. This folded end, which is designed as Wälznietbund, frontally provides the surface for the spur toothing.
  • the document DE 10 2005 009 935 Al which probably forms the closest prior art, also shows such a connection, whereby here also a Stirnzer leopardung rotatably connects the pin and the outer joint body and a track on the pin itself and the other track is shown on a separate inner ring.
  • the separate inner ring is arranged on the pin and fixed by a Wälznietbund form-fitting manner on the pin.
  • the invention is based on the object to provide a wheel bearing assembly with a connection between a journal portion of the hub and an adapter portion of a joint body or the like, which is inexpensive to produce and / or requires only a very small space.
  • a wheel bearing arrangement which converts a torsion-proof connection between a hub of a wheel and a drive train of a vehicle.
  • the wheel bearing arrangement comprises an adapter section, which is connected to a drive bell of a constant velocity joint, in particular a swivel joint, or with another adapter element, in particular an outer joint body, to form a drive train and / or can be connected.
  • the adapter portion is preferably integrally connected to the hinge bell or adapter portion, but in less preferred embodiments, the adapter portion may be attached in a different manner.
  • the wheel bearing assembly comprises a pin portion which is connected to the wheel hub and / or connectable. Again, it is preferred that the pin portion is integrally connected to the wheel hub to keep the number of connections as small as possible.
  • the journal section is connected in a different manner, for example by means of screws or a material-locking connection with the wheel hub or another intermediate element.
  • To the wheel bearing assembly further includes an inner ring - also called bearing inner ring - which is formed separately to the pin portion and which provides a raceway for rolling elements of the wheel bearing assembly.
  • the rolling elements are preferably formed as balls, in modified embodiments - especially for higher loads - these are preferably realized as tapered rollers.
  • the inner ring preferably provides only one raceway for rolling elements, a second or further raceways may be arranged, for example, on the journal portion or on a further inner ring. Alternatively, the inner ring may also carry two or more raceways.
  • the adapter portion and the journal portion are toothed with each other via a spur toothing, which is preferably designed as a Hirth toothing, in particular against rotation.
  • the longitudinal course of the teeth of the spur gear is preferably aligned radially to the axis of rotation of the wheel bearing assembly.
  • the adapter portion has a preferably in a radial plane perpendicular to the axis of rotation of the wheel bearing assembly extending first toothing, which engages with a second toothing on the journal portion about the rotational axis against each other.
  • the teeth can also be arranged on conical surfaces or other surfaces.
  • a tensioning element is designed to brace the adapter portion and the pin portion together under a total prestress.
  • the clamping element may be formed, for example, as a clamping screw, which is performed from the outside of the hub through the hollow cylindrical pin portion and can be screwed into a receptacle of the adapter element or the joint bell, wherein the total bias is generated by the contraction of clamping screw and adapter element.
  • the adapter element has a threaded pin on which a nut is placed from the outside of the wheel hub and in this way the total bias is generated.
  • the spur toothing is pretensioned in the axial direction with a first pretension along a first force path between the adapter section and the spigot section.
  • the inner ring is clamped with a second bias along a second force path between the adapter portion and the pin portion, wherein the first and second force path at least partially parallel - and thus separated - each other.
  • the first and second force path at least partially parallel - and thus separated - each other.
  • the invention thus allows the first bias, which acts on the spur toothing, and the second bias, which acts on the inner ring to separate from each other.
  • the advantage of this embodiment is that the new concept allows the first and second prestress to be set differently and in accordance with load ("divide et impera").
  • the workpieces are made so that set the desired biases automatically by tightening the clamping element. This can be achieved, for example, by first closing the first force path during the collapse of the workpieces and then closing the second force path after a certain prestress has been established.
  • intermediate rings can be used, which have different widths in the axial direction and which are individually selected by means of a pairing pin portion - adapter portion so that set the desired biases.
  • the pin portion is cylindrical in the end region on the outside and provides a seat for the inner ring ready.
  • the inner ring can be mounted and optionally, for example, in case of damage, easily replaced. It is neither necessary that the inner ring associated tread on the Even bring the flange portion even the inner ring with the tread by means of a federal, especially Wälznietbundes to fix.
  • the end face of the end section in this case has the first face toothing, wherein the radial extent of the face toothing is smaller than the inner diameter of the inner ring.
  • an area with the second spur toothing and a further area is provided, which pretensions the inner ring in the axial direction directly or via an intermediate means.
  • the pin portion is formed as a straight, hollow-cylindrical portion, wherein the pin portion interior is preferably a cylinder jacket-shaped or conical surface.
  • This embodiment is easy to manufacture and the cylinder jacket-shaped or conical receptacle can be used to positively encompass an extension of the adapter portion, so that an assembly aid and / or a tilt stabilization is realized.
  • the deformation means is preferably designed so that it is softer than the other components in the first and / or the second force path, at least at low pretensioning forces and / or in an initial region of the pretensioning force.
  • Deformation means allows tolerance compensation with respect to the described double fit.
  • Deformation means is for the force path in which the deformation means is interposed
  • the deformation means is designed and / or arranged such that in the assembled state, the amount of the first bias voltage is greater than the amount of the second bias of the wheel bearing assembly is formed.
  • the components are dimensioned so that in the assembled state of
  • Wheel bearing assembly is subjected to the deformation means with a bias, so that the deformation means is plastically deformed. While at an elastic deformation the
  • the working range of the deformation means is arranged in the installed state below a breaking strain limit of the deformation means. It is thus preferred that an elongation at break is excluded, which is achieved, for example, in that the deformation should not amount to more than 50% of the elongation at break. For example, if the elongation at break is 8%, the actual deformation should not exceed 4%.
  • the deformation means is formed as an integrally formed on the adapter portion element or element assembly, which is connected in the second force path between the adapter portion and the bearing ring, the adapter portion presses on the molded element on the inner ring.
  • the deformation means is designed, for example, as a circumferential rib, which preferably rests against the inner end ring during assembly with the free end section.
  • the rib or rib sections for example, are aligned along a conical surface, so that the rib can partially yield elastically, in part plastically deformed.
  • the rib or the rib portions is almost or completely aligned along a cylindrical surface, so that the elastic portion is very small, the plastic portion in the deformation, however, is very high.
  • the deformation means is formed as a deformation zone in the spigot portion.
  • the journal portion material thickness reductions for example in the form of recesses, which are preferably formed, for example on the inner surface and / or outer surface of the journal portion in coil spring guide.
  • the deformation zone may be formed so that the deformation is formed stronger when applied with a bias in the direction of the transmission side than in the direction of the wheel.
  • the deforming means is realized as a deformation zone in the inner ring.
  • the inner ring assumes a double function, on the one hand as a carrier of the track for the rolling elements and on the other - in a demarcated area - as a deforming means.
  • the deformation zone is formed as one or more recirculating grooves, which is preferably arranged on the axial side of the inner ring facing the adapter section. Instead of the circulation grooves, other material weakenings can also be introduced.
  • the advantage of this embodiment is in particular that when using the Verformweges the position of the raceway of the inner ring is not changed.
  • the inner ring may optionally be through hardened or partially hardened. In the first case, the inner ring behaves more elastically, in the second case more elasto-plastic.
  • the groove or, more generally, the deformation zone can be placed both on the radial outer side and on the radial inner side of the inner ring.
  • the deformation zone is introduced on the side of the wheel on or in the inner ring, which is associated with the disadvantage that when using the Verformweges the position of the track is displaced in the axial direction.
  • the deformation zone can be formed as punctures, in waveform, in helical form symmetrical or asymmetrical on the inner and / or outer side analogous to the journal portion.
  • the inner ring may be partially cured or through hardened.
  • the deformation means is formed as a separate intermediate ring. In this solution, the other components of the wheel bearing assembly can be made without deformation zones, so that their load-friendly design is simplified.
  • the intermediate ring may optionally be arranged between the inner ring and the pin portion or between the inner ring and the adapter portion.
  • the second positioning is preferable, since deformation of the intermediate ring, the position of the inner ring is not changed within the rolling bearing.
  • the intermediate ring may be formed as a spring ring or as a compression ring or a combination thereof, so that depending on the application, there is a predominantly elastic or a predominantly plastic deformation in the work area.
  • the intermediate ring has a spring geometry which allows the intermediate ring to react elastically at least along a partial deformation path.
  • the intermediate ring is folded in a longitudinal section through the axis of rotation of the wheel bearing assembly at least simply. Due to this geometry, the intermediate ring can spring in elastically.
  • the intermediate ring is formed in a longitudinal section V-shaped. In other embodiments, the intermediate ring is formed curved, so that the elastic deformation is implemented by an increase of the curvature.
  • the deformation means is arranged in the first force path, wherein the Wheel bearing assembly is constructively designed so that during assembly first a bias on the first force and only after the construction of a portion of the first bias a bias on the second force is formed.
  • the deformation means is arranged in the second force path, wherein the bearing arrangement is formed so that during assembly first bias on the second force path and only after construction of a portion of the second bias a bias on the first force path is formed.
  • deformation means Although only one deformation means has been mentioned according to the present description, it is possible that these deformation means are also used in any combination. Thus, it is possible that within each Kraftweges a deformation means is used or that within a Kraftweges same or different deformation means are used.
  • Another object of the invention relates to a bearing assembly with the features of claim 21, which is also the object of a mentionedignede unit of wheel hub, bearing assembly and constant velocity joint, in particular pivot to create, which is easy to assemble or disassemble.
  • This aspect of 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 conical, in such a way that the directed to the wheel hub diameter of the pin is smaller than that Diameter of the pin in the transition region to a introduced into the outer joint body spur toothing, which corresponds to a spur gear toothing, which in the stub axle of Wheel hub is introduced.
  • 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 claim 21 from a bearing assembly driven via a constant velocity joint wheel hub of a motor vehicle, in which the wheel hub connected to a wheel hub and connected to a drive shaft constant velocity joint by means of a gear rotation and by a in a central pin of the Constant velocity joint engaging bolts are axially connected together.
  • a two- or multi-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 a spur toothing, which is rotatably connected to a corresponding spur toothing of the joint body of the constant velocity 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 Dl, so that for these diameters: Dl> D2.
  • the bearing assembly according to the invention can be designed particularly short construction.
  • the outer diameter D VER of the spur toothing is smaller than or equal to the bore diameter D IR of the inner ring, so that for these diameters: D VER ⁇ D IR .
  • the inner diameter D IVER of the spur toothing is at least 0.95 smaller than the outer diameter D VER of the spur toothing, so that the following applies for these diameters: DIVER ⁇ 0.95 x DVER. _ _
  • Another embodiment of the invention provides that the row spacing R AB of the bearing balls is smaller than the outer diameter D VER of the spur gear teeth so that the following relationship applies to the ratio of R AB to D VER : RAB ⁇ DVER-
  • the pitch circle diameter V ⁇ ⁇ of the spur toothing is smaller than the pitch circle diameter GTK of the joint balls of the constant velocity joint, so that for these diameters: V ⁇ ⁇ ⁇ GTK.
  • 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, so that the following relationship applies to the ratio of IQ to Dw : IQ> 0.2 x Dw.
  • the outer diameter D VER of the spur toothing is greater than twice the diameter Dw of the bearing balls, so that applies to these diameters: D VER 25> 2 XD W.
  • bearing inner ring is in communication with a means for axial tolerance compensation between the bearing inner ring and the counter surface of the joint body. This is especially because of an advantage, as this is an optionally existing tolerance problem caused by a double fit spur / system Gelenkglockeseparater 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 a
  • Fig. 2 is another sectional view through an embodiment of a bearing assembly according to the invention.
  • Fig. 3 - 10 are sectional views through more
  • Fig. 15, 16 optimized forms of the intermediate ring in the
  • FIGS. 17, 18 are graphs illustrating the work area of the intermediate ring in FIG. 10;
  • 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 or constant velocity 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 constant velocity 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.
  • Rolling bearing 11 has an outer ring 12, to the one
  • 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 a relative to the longitudinal extent of the wheel hub 2 axially wheel-side or inner bearing inner ring 16 is integrally formed on the wheel hub 2, while an axially gear side or outer bearing inner ring 17 is a separate component, which on a Achsstumpf 18 of the hub 2 is pushed.
  • the spur toothing 4 is provided, which engages with the corresponding spur toothing 3 of the stub axle 18.
  • the spur gearing 3, 4 is located radially and axially below the rolling 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.
  • 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 constant velocity joint 5 from the vehicle outside is possible.
  • the axially gear-side or outer, separate bearing inner ring 17 has an axially wheel-side or inner end face 23 and an axially gear-side or outer end face 24, the latter being 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 mating surface 25 of the joint body 7 presses against the axially gear-side or outer end face 24 of the separate bearing inner ring 17 and presses this bearing inner ring 17 against a contact surface 26 of the axially wheel-side or inner bearing inner ring 16.
  • the bearing inner ring 17 is connected to a means 27 in the region of the adapter portion 7a for axial tolerance compensation between the bearing inner ring 17 and the counter surface 25 of the joint body 7 in connection.
  • Means 27 for axial tolerance compensation is in the
  • Embodiment of FIG. 1 an axial undercut in the form of an annular groove 28 in the mating surface 25 of the end face
  • An elastic deformability in the region of the mating surface 25 is achieved by the undercut 28, so that during assembly at first in the area of the end faces 24, 25 and then in the area of the face toothing 3, 4 to a play-free installation of the stub axle 18th comes on the joint body 7.
  • the required tolerance compensation for secure clamping of the separate bearing inner ring 17 in the rolling bearing 11 is characterized by the elastic deformability in Area of the joint body system on separate bearing inner ring 17 ensured.
  • 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
  • FIG. 2 the bearing assembly 1 of FIG. 1 is shown in a slightly different view, in which the bolt 22 is not shown, but for joint balls 30 in the outer joint body 7 of the constant velocity joint 5.
  • the diameters and widths are denoted by dimension lines and code letters.
  • R AB row spacing of the bearing balls 15
  • I RB width of the separate bearing inner ring 17
  • V ⁇ pitch circle diameter of the spur gear teeth 3, 4
  • the outer diameter D VER of the spur gear teeth 3, 4 is less than or equal to the bore diameter D IR of the separate inner ring 14, ie D V ER ⁇ D ⁇ R .
  • the inner diameter D IVER of the spur toothing 3, 4 is at least a factor 0.95 is smaller than the outer diameter of the spur toothing DVER 3, 4, so DIVER ⁇ 0.95 x D V ER-
  • the row spacing R AB of the bearing balls 15 is smaller than the outer diameter D VER of the spur gear teeth 3, 4, so RA B ⁇ D V ER-
  • the pitch diameter V ⁇ of the spur gear teeth 3, 4 is smaller than the pitch circle diameter GTK of the joint balls 30, ie V ⁇ ⁇ GTK.
  • the distance LZ of the wheel hub 2 relative to the center line of the transmission-side row of balls to the tip circle of the face gear 4 is positive.
  • the outer diameter DVER of the spur gear teeth 3, 4 is greater than twice the diameter Dw of the bearing balls 15, ie D VER > 2 ⁇ Dw.
  • 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 x Dw.
  • the conical configuration of the pin 20 has proved to be particularly advantageous.
  • 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 hub 2.
  • the pin can now easily insert into the hub 2 and acts upon insertion into the hub 2 by the increase in diameter self-centering.
  • 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 constant velocity joint 5 are each Hirth gear teeth with radially extending Teeth executed, wherein the number of teeth between 12 and 60.
  • the following figures show further embodiments of the means 27 for axial tolerance compensation of the two axial berthing, namely in the region of the spur gear teeth 3, 4 and the abutment of the counter surface 25 on the end edge 24 of the bearing inner ring 17.
  • the illustrated wheel bearing assembly 1 are two force paths A, B realizes, wherein a first force paths A of the outer joint body 7 via the spur gear teeth 3, 4 extends to the stub axle 18.
  • a second force path B runs from the outer joint body 7 via the bearing inner ring 17 to the wheel hub 2.
  • the two force paths A, B are thus at least partially formed - in particular kinematically parallel running at the landing.
  • the total axial prestress generated by tightening the bolt 22 is split into a first preload and a second preload according to the force paths A, B.
  • FIG. 3 shows another embodiment of a wheel bearing assembly 1 in a slightly different representation.
  • the embodiment in Figure 3 shows a more cylindrical pin 20, which can also be replaced by a conical pin 20 according to the preceding figures.
  • the different means 27 for axial tolerance compensation can also be used in the other embodiments.
  • the means 27 is formed in the figure 3 as a circumferential rib 31, which has a constant thickness in the longitudinal section shown.
  • the rib 31 is opposite to a radial plane which is perpendicular to the axis of rotation 32 of the bearing assembly is aligned, inclined in longitudinal section at an angle of approximately 10 ° in the direction of the bearing inner ring 17. This rib 31 abuts circumferentially with its free end portion on the bearing inner ring 17.
  • rib 31 acts like a plate spring, which is connected to the outer joint body 7.
  • the rib 31 may also have elasto-plastic properties, depending on the design and design, the rib 31 is elastically or elasto-plastically deformed in the installed state, so as to effect the optimal distribution of biasing forces on teeth 3, 4 and bearing inner ring 17.
  • FIG. 4 shows, in an analogous representation, like FIG. 3, a further embodiment of the rib 31, wherein an elastic deformation region is formed by an undercut 33 or a correspondingly arranged indentation, so that the rib 31 initially struts against the outer joint body 7 and the wheel hub 2 is elastically deformed.
  • an elastic deformation region is formed by an undercut 33 or a correspondingly arranged indentation, so that the rib 31 initially struts against the outer joint body 7 and the wheel hub 2 is elastically deformed.
  • FIG. 5 shows a further exemplary embodiment of a means 27, wherein in this embodiment the bearing inner ring 17 has formations 34 in a region facing the wheel hub 2.
  • the formations 34 can be realized for example by puncturing and have a circumferential wave or helical shape or are designed as parallel grooves.
  • the punctures can be introduced inside or outside and be made stronger, for example, to the transmission side.
  • the bearing inner ring 17 may also be through hardened, so that the means 27 has more elastoplastic properties.
  • FIG. 6 shows a further embodiment of the invention, wherein the means 27 is formed as a circumferential, V-shaped groove 35 in the bearing inner ring 17 adjacent to the outer joint body 7.
  • the additional deformation path provided by the means 27 is now arranged so that the position of the running surface 36 for the rolling elements on the bearing inner ring 17 is not changed during the deformation.
  • the groove 35 is introduced on the outside of the bearing inner ring 17, alternatively the groove can also be positioned on the inside. It is also possible to include a plurality of grooves 35 or other shapes of the grooves 35.
  • the bearing inner ring 17 is located only radially outside in a circumferential portion, whereas in a radially inner region, a free space 37 is provided.
  • FIG. 7 shows a further exemplary embodiment of the means 27, wherein in this embodiment the means 27 are designed as recesses 38 on the stub axle 18.
  • the illustrated grooves 38 to create a waveform can also be formed asymmetrically inside / outside or towards the transmission side stronger.
  • Figure 8 shows a next embodiment of the invention, wherein the means 27 is formed as an intermediate ring 39 which is mounted on the stub axle 18.
  • the intermediate ring 39 is clamped between the wheel hub 2 and the bearing inner ring 17.
  • the intermediate ring 39 may be formed in a first embodiment as an elastic intermediate ring 39, in a further embodiment, the intermediate ring 39 may be realized as a compression ring.
  • the intermediate ring 39 is shown cylindrically in FIG. 8, a wavy configuration, for example, analogously to the preceding FIGS. 5 and 7 is also possible.
  • the intermediate ring 39 can be produced, for example, by a machining process (turning). The production by means of rolling is conceivable.
  • Figure 9 shows a next embodiment of the invention, wherein the intermediate ring 39 is arranged in this embodiment as a compression ring between the outer joint body 7 and the bearing inner ring 17, so that it is interposed at the power path B.
  • the intermediate ring 39 can be produced for example by means of a forming process such as deep-drawing. Different curvatures in the intermediate ring 39 allow targeted control of the behavior, elastic and elasto-plastic deformation zones can be represented.
  • FIG. 10 shows a further example of an intermediate ring 39, which in the longitudinal section shown is approximately V-shaped.
  • the shown intermediate ring 39 can, for example, be machined (turned) by a machining process. are produced, also the production by means of rolling is conceivable.
  • the groove base of the V-shaped groove in the intermediate ring 39 of the plasticization is used, the legs feathers, however, rather elastic.
  • the intermediate ring 39 rests on the one hand on the bearing inner ring 17 and on the other side or with the other leg to a shoulder 40 of the outer joint body 7.
  • FIG. 11 shows the components of the wheel bearing assembly 1 with the intermediate ring 39 of FIG. 10 in a disengaged state. From this representation, it can also be seen very well that the stub axle 18 in the end portion is non-broadened, in particular designed such that the bearing inner ring 17 can be pulled up and down.
  • the expansion screw or bolt 22 is screwed into the outer joint body 7 in a first step, wherein the intermediate ring 39 loosely (undeformed) between the outer joint body 7 and the bearing inner ring 17 is located.
  • the toothing partners 3, 4 are still spaced.
  • FIG. 14 shows the wheel bearing arrangement 1 in the mounted area.
  • the expansion screw or the bolt 22 is completely mounted and the teeth 3, 4 biased.
  • the intermediate ring 39 as a compensating element is deformed in the plastic region and brings the required biasing force on the bearing inner ring 17.
  • the intermediate ring 39 compensates existing in the system, due to the manufacturing tolerances deviations.
  • FIGS. 15, 16 illustrate, on the example of the intermediate ring 39 in the preceding figures, the degrees of freedom which are available for optimizing the intermediate element 39 as a compensating element.
  • Limiting the intermediate ring 39 on the horizontal lines saves "dead material” and also increases manufacturability as the ring is better accommodated in a manufacturing machine.
  • the lateral lines represent the possibility of the legs - symmetrical or asymmetrical - thicker or thicker.
  • Thickness of the legs brings a disproportionate increase in stiffness of the intermediate ring 39 with it, a variation of the leg length affects in a first approximation linear on the stiffness.
  • FIG. 16 shows a preferred, optimized shape of the intermediate ring 39.
  • the surfaces on the outside and inside diameters are cylindrical for the sake of good craftsmanship.
  • the fine tuning of the intermediate ring 39 after a determination of the coarse geometry (angle and thigh thickness) is advantageously over the leg length, that is, via the variation of the position of the groove bottom, wherein in a first variant Vl a deep groove and a second
  • FIG. 17 shows a stress-strain diagram for two different materials for the loading of an intermediate ring 39.
  • the strain ⁇ (deltaL refracted by LO) is plotted on the X-axis, the Y-axis shows the stress ⁇ .
  • the breaking strain limit is entered, where material failure of the intermediate ring 39 occurs.
  • the working region 41 of the intermediate ring 39 is preferably placed in the region beyond the proportional elastic range, that is, where the material behavior transitions into the plastic region and the curve is flatter.
  • the limit of the load shall be placed at a safe distance from the breaking strain B. For example, if the elongation at break is 8%, the actual deformation should not exceed 4%.
  • the lowermost curve K1 represents the course of the prestressing force for an element of 16MnCr5 with the geometry from FIG. 16 variant V 1 Curve K2 corresponds to the course with the same geometry, but a different material, namely C56.
  • the uppermost curve shows the course of an intermediate ring 39 from C56 according to FIG. 16, variant 2. All three variants K1 to K3 have in common that in the design or working region 41 the force increase in the plastic region of the intermediate ring 39 runs very flat.
  • an intermediate ring 39 is shown as an A-ring, as an inverse variant of the V or U-ring.
  • FIG. 20 shows a U-ring as an asymmetric variant of the V-ring, which allows greater axial expansion.
  • FIG. 21 shows as an intermediate ring 39 an O-ring, wherein in this case a tubular semi-finished product is bent as a ring.
  • FIG. 22 shows, as an intermediate ring 39, a C-ring, wherein in this variant the intermediate ring 39 is supported at two locations on the outer joint body 7. Analogous to the variant shown, the open side can also point to the bearing inner ring 17.
  • FIG. 23 shows, as an intermediate ring 39, a W-ring, also conceivable as an M-ring in the reversal.
  • FIG. 24 illustrates a T-ring, wherein a variation with the transverse T-bar to the outer joint body 7 is also possible. This variation springs harder than the previous variants. With crossed thighs, an X-ring construction is also possible.
  • FIG. 25 shows an N-ring, also called an S or Z ring. The leg on the bearing inner ring 17 can also create the inner diameter. This concept is softer in geometry than the V-ring but harder than the W-ring.
  • the embodiment in FIG. 26 shows a shaft ring, which is particularly suitable for very large axial expansions, but has a small radial space requirement. Also conceivable is a variant rotated by 90 ° in which the inner race inner ring or the outer joint body 7 is present.
  • a bearing assembly 1 is described in a novel geometry, wherein the stub axle 18 forms on the outside a reaching into the edge region seat for the bearing inner ring 17, in particular at the free end is not reshaped or rolling rented and is provided directly with the spur gearing 3.
  • the outer diameter of the toothing 3 or 4 is less than or equal to the inner diameter of the bearing inner ring 17. Since in the axial preload, ie the bearing or the bearing inner ring 17 and the spur gear teeth 3, 4 are dependent on a defined biasing force, but each other in parallel appropriate measures must be taken to keep this influence within acceptable limits.
  • a means 27 for axial tolerance compensation is proposed because the illustrated new construction is an axial double fit.
  • the means 27 may be formed as a purely elastic element.
  • the means 27 is formed as elasto plastic means, which causes by the above-described, flat force increase in the plastic region, a small dispersion of the biasing force. In mass production, this scattering is a critical factor because bearing preload has a significant impact on bearing life. In some applications, the builds Tolerance chain a Wegnerheit of up to 0.3 mm, with a correlation with the spring stiffness of an elastic element, this can lead to an impermissible dispersion of the clamping force on the bearing inner ring 17. In this case, the elasto-plastic element is preferable, which reduces the scattering.
  • the elastic or elasto-plastic element can be integrally formed as well as executed as a separate element or component.
  • An advantage of the execution of a separate element is the interchangeability of the joint bell 7 or outer joint body or bearing 17, without having to exchange the other component also. It is only necessary to use a new compensating element 39.
  • V ⁇ pitch circle diameter of the spur gear teeth 3, 4

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Abstract

Der Erfindung liegt die Aufgabe zu Grunde, eine Radlageranordnung mit einer Verbindung zwischen einem Zapfenabschnitt der Nabe und einen Adapterabschnitt eines Gelenkkörpers oder dergleichen vorzuschlagen, welche kostengünstig herstellbar ist und/oder nur einen sehr geringen Bauraum benötigt. Hierzu wird eine Radlageranordnung (1) mit einem Adapterabschnitt, welcher mit einer Gelenkglocke (7) oder einem anderen Adapterelement verbunden und/oder verbindbar ist, mit einem Zapfenabschnitt (18), welcher mit einer Radnabe (2) verbunden und/oder verbindbar ist, mit einem separaten Innenring (17), welcher eine Laufbahn (36) für Wälzkörper der Radlageranordnung (1) bereitstellt und welcher auf dem Zapfenabschnitt (18) angeordnet ist, wobei der Adapterabschnitt und der Zapfenabschnitt (18) über eine Stirnverzahnung (3, 4) miteinander verzahnt sind, und mit einem Spannelement (22), welches den Adapterabschnitt und den Zapfenabschnitt (18) unter einer Gesamtvorspannung miteinander verspannt, wobei die Stirnverzahnung (3, 4) mit einer ersten Vorspannung entlang eines ersten Kraftwegs A zwischen dem Adapterabschnitt und dem Zapfenabschnitt (18) eingespannt ist, wobei der Innenring (17) mit einer zweiten Vorspannung entlang eines zweiten Kraftwegs B zwischen dem Adapterabschnitt und dem Zapfenabschnitt (18) eingespannt ist, wobei erster und zweiter Kraftweg A, B zumindest abschnittsweise parallel zueinander verlaufen.

Description

Radiageranordnung
Die Erfindung betrifft eine Radlageranordnung mit einem Adapterabschnitt, welche mit einer Gelenkglocke oder einem anderen Adapterelement verbunden und/oder verbindbar ist, mit einem Zapfenabschnitt, welcher mit einer Radnabe verbunden und/oder verbindbar ist, mit einem Innenring, welcher eine Laufbahn für Wälzkörper der Radlageranordnung bereitstellt und welche auf dem Zapfenabschnitt angeordnet ist, wobei der Adapterabschnitt und der Zapfenabschnitt über eine Stirnverzahnung miteinander verzahnt sind, und mit einem Spannelement, welches den Adapterabschnitt und den Zapfenabschnitt unter einer GesamtvorSpannung miteinander verspannt, wobei die Stirnverzahnung mit einer ersten Vorspannung entlang eines ersten Kraftwegs zwischen dem Adapterabschnitt und dem Zapfenabschnitt eingespannt ist.
Die Übertragung des Antriebsdrehmoments auf ein angetriebenes Rad eines Kraftfahrzeugs verläuft oftmals über ein Gleichlaufgelenk, welches über einen äußeren Gelenkkörper - üblicherweise als Gelenkglocke ausgeführt - verfügt, auf die Nabe des angetriebenen Rads. In bekannter Bauweise umfasst die Nabe einen Zapfen, welcher mit dem äußeren Gelenkkörper zur Übertragung des Antriebsdrehmoments drehfest verbunden ist. Zur Umsetzung der Verbindung zwischen dem äußeren Gelenkkörper und dem Zapfen sind eine Mehrzahl von Lösungen bekannt:
Die Druckschrift DE 42 10 461 Al schlägt beispielsweise vor, an den äußeren Gelenkkörper einstückig einen Zapfen anzuformen, welcher eine auf einer Zylindermantelfläche radial umlaufende Verzahnung aufweist, welche sich mit einer dazu korrespondierend ausgebildeten Gegenverzahnung in dem Innenraum eines hohlzylinderförmig ausgebildeten Zapfens der Nabe verzahnt.
Aus der DE 31 167 20 ist eine konzeptionell unterschiedliche Art der Verbindung zu entnehmen, wobei der Zapfen der Nabe und das äußere Gleichlaufgelenk über eine gemeinsame Stirnverzahnung miteinander verzahnt sind. Der Zapfen ist zugleich Träger von Laufbahnen für die Wälzkörper des Radlagers, wobei die Laufbahnen einstückig an dem Zapfen eingeformt sind.
Die Druckschrift DE 36 046 30 Al zeigt eine ähnliche Ausführungsform, ebenfalls mit Stirnverzahnung und einstückig angeformten Laufbahnen auf dem Zapfen.
Im Gegenzug offenbart die Druckschrift 36 36 243 C2 eine Anordnung bestehend aus einem äußeren Gelenkkörper und einem Zapfen einer Nabe, welche über eine Stirnverzahnung miteinander drehfest verbunden sind, wobei jedoch nur eine Laufbahn des Wälzlagers einstückig in den Zapfen integriert ist, die andere Laufbahn jedoch auf einem separat aufgesetzten Innenring angeordnet ist. Der Innenring ist über ein umgeformtes Ende des Zapfens formschlüssig in axialer Richtung gehalten und vorgespannt. Dieses umgeschlagene Ende, welches als Wälznietbund ausgebildet ist, stellt stirnseitig die Fläche für die Stirnverzahnung zur Verfügung.
Die Druckschrift DE 10 2005 009 935 Al, die wohl den nächstkommenden Stand der Technik bildet, zeigt ebenfalls eine derartige Verbindung, wobei auch hier eine StirnVerzahnung den Zapfen und den äußeren Gelenkkörper drehfest verbindet und eine Laufbahn auf dem Zapfen selbst und die andere Laufbahn auf einem separaten Innenring dargestellt ist. Der separate Innenring ist auf dem Zapfen angeordnet und durch einen Wälznietbund formschlüssig an dem Zapfen festgelegt.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zu Grunde, eine Radlageranordnung mit einer Verbindung zwischen einem Zapfenabschnitt der Nabe und einen Adapterabschnitt eines Gelenkkörpers oder dergleichen vorzuschlagen, welche kostengünstig herstellbar ist und/oder nur einen sehr geringen Bauraum benötigt .
Diese Aufgabe wird durch eine Radlageranordnung mit den Merkmalen des Anspruchs 1 oder 21 gelöst. Bevorzugte oder vorteilhafte Ausführungsformen der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen, der nachfolgenden Beschreibung sowie den beigefügten Figuren.
Erfindungsgemäß wird eine Radlageranordnung vorgeschlagen, welche eine verdrehsichere Verbindung zwischen einer Nabe eines Rades und einem Antriebssträng eines Fahrzeuges umsetzt.
Die Radlageranordnung umfasst einen Adapterabschnitt, welcher mit einer Gelenkglocke eines Gleichlaufgelenks, insbesondere Drehgelenks, oder mit einem anderen Adapterelement, insbesondere einem äußeren Gelenkkörper, zu einem Antriebssträng verbunden und/oder verbindbar ist. Der Adapterabschnitt ist vorzugsweise einstückig mit der Gelenkglocke bzw. dem Adapterabschnitt verbunden, bei weniger bevorzugten Ausführungsbeispielen kann der Adapterabschnitt jedoch auch auf eine andere Weise befestigt sein. Weiterhin umfasst die Radlageranordnung einen Zapfenabschnitt welcher mit der Radnabe verbunden und/oder verbindbar ist. Auch hier ist es bevorzugt, dass der Zapfenabschnitt einstückig mit der Radnabe verbunden ist, um die Anzahl der Verbindungen möglichst gering zu halten. Es ist jedoch auch hier möglich, dass der Zapfenabschnitt in anderer Weise, beispielsweise über Schrauben oder eine stoffschlüssige Verbindungen mit der Radnabe oder einem anderen Zwischenelement verbunden ist.
Zu der Radlageranordnung gehört im Weiteren ein Innenring - auch Lagerinnenring genannt -, welcher separat zu dem Zapfenabschnitt ausgebildet ist und welcher eine Laufbahn für Wälzkörper der Radlageranordnung bereitstellt. Die Wälzkörper sind vorzugsweise als Kugeln ausgebildet, bei abgewandelten Ausführungsformen - insbesondere für höhere Belastungen - sind diese bevorzugt als Kegelrollen realisiert. Der Innenring stellt vorzugsweise nur eine Laufbahn für Wälzkörper bereit, eine zweite oder weitere Laufbahnen können beispielsweise auf dem Zapfenabschnitt oder auf einem weiteren Innenring angeordnet sein. Alternativ kann der Innenring auch zwei oder mehr Laufbahnen tragen. Der Adapterabschnitt und der Zapfenabschnitt sind über eine Stirnverzahnung, welche vorzugsweise als eine Hirth-Verzahnung ausgebildet ist, insbesondere verdrehsicher miteinander verzahnt. Der Längsverlauf der Zähne der Stirnverzahnung ist vorzugsweise radial zur Drehachse der Radlageranordnung ausgerichtet. Der Adapterabschnitt weist eine vorzugsweise in einer Radialebene senkrecht zu der Drehachse der Radlageranordnung sich erstreckende erste Verzahnung auf, welche mit einer zweiten Verzahnung auf dem Zapfenabschnitt um die Drehachse verdrehsicher ineinander verzahnt. Bei abgewandelten Ausführungsformen können die Verzahnungen auch auf Konusflächen oder anderen Flächen angeordnet sein.
Ein Spannelement ist ausgebildet, den Adapterabschnitt und den Zapfenabschnitt unter einer Gesamtvorspannung miteinander zu verspannen. Das Spannelement kann beispielsweise als eine Spannschraube ausgebildet sein, welche von der Außenseite der Radnabe durch den hohlzylinderförmig ausgebildeten Zapfenabschnitt durchgeführt wird und in eine Aufnahme des Adapterelements beziehungsweise der Gelenkglocke eingeschraubt werden kann, wobei durch das Zusammenziehen von Spannschraube und Adapterelement die Gesamtvorspannung erzeugt wird. Alternativ ist es auch möglich, dass das Adapterelement einen Gewindezapfen aufweist, auf den eine Mutter von der Außenseite der Radnabe aufgesetzt wird und auf diese Weise die Gesamtvorspannung erzeugt wird. Durch die erzeugte GesamtvorSpannung wird die Stirnverzahnung in axialer Richtung mit einer ersten Vorspannung entlang eines ersten Kraftwegs zwischen dem Adapterabschnitt und dem Zapfenabschnitt vorgespannt .
Im Rahmen der Erfindung wird nun vorgeschlagen, dass der Innenring mit einer zweiten Vorspannung entlang eines zweiten Kraftwegs zwischen dem Adapterabschnitt und dem Zapfenabschnitt eingespannt ist, wobei erster und zweiter Kraftweg zumindest abschnittsweise parallel - und somit getrennt - zueinander verlaufen. Es handelt sich funktionell betrachtet um eine kinematische Parallelschaltung der Kraftwege.
Die Erfindung erlaubt somit die erste Vorspannung, welche auf die Stirnverzahnung wirkt, und die zweite Vorspannung, welche auf den Innenring wirkt, voneinander zu separieren. Der - -
Vorteil dieser Ausgestaltung liegt darin, dass durch das neue Konzept erste und zweite Vorspannung unterschiedlich und belastungsgerecht eingestellt werden können („divide et impera") .
Bei der vorgeschlagenen Radlageranordnung ist eine Doppelpassung umgesetzt, da sowohl für den ersten Kraftweg als auch für den zweiten Kraftweg auf der einen Seite Innenring und erste Verzahnung und auf der anderen Seite Adapterelement und zweite Verzahnung parallel an- und/oder zueinander liegen.
Zur Einstellung der vorzugsweise unterschiedlichen Vorspannungen ist es bei der einfachsten Ausführungsform vorgesehen, dass die Werkstücke so gefertigt werden, dass mit Anziehen des Spannelements die gewünschten Vorspannungen sich selbsttätig einstellen. Dies kann beispielsweise dadurch erreicht werden, dass bei dem Zusammenfahren der Werkstücke zunächst der erste Kraftweg geschlossen wird und dann - nach dem Aufbau einer gewissen Vorspannung - der zweite Kraftweg geschlossen wird. Bei einer anderen Möglichkeit der Umsetzung können Zwischenringe eingesetzt werden, welche verschiedene Breiten in axialer Richtung aufweisen und die anhand einer Paarung Zapfenabschnitt - Adapterabschnitt individuell so selektiert werden, dass sich die gewünschten Vorspannungen einstellen.
Bei einer bevorzugten konstruktiven Umsetzung der Erfindung ist der Zapfenabschnitt im Endbereich an der Außenseite zylinderförmig ausgebildet und stellt einen Sitz für den Innenring bereit. Durch diese Ausgestaltung kann der Innenring montiert und gegebenenfalls, zum Beispiel im Schadensfall, in einfacher Weise ausgetauscht werden. Es ist weder notwendig die dem Innenring zugeordnete Lauffläche auf dem Flanschabschnitt selbst einzubringen noch den Innenring mit der Lauffläche mittels eines Bundes, insbesondere Wälznietbundes, zu fixieren. Die Stirnseite des Endabschnitts weist dabei die erste Stirnverzahnung auf, wobei die radiale Ausdehnung der Stirnverzahnung kleiner ist als der Innendurchmesser des Innenrings. Auf Seite des Adapterabschnitts ist ein Bereich mit der zweiten Stirnverzahnung und ein weiterer Bereich vorgesehen, welcher unmittelbar oder über ein Zwischenmittel den Innenring in axialer Richtung vorspannt.
Bei einer bevorzugten Ausführung der Erfindung ist der Zapfenabschnitt als ein gerader, hohlzylinderförmiger Abschnitt ausgebildet, wobei der Zapfenabschnittsinnenraum vorzugsweise eine Zylindermantelförmige oder konische Oberfläche darstellt. Diese Ausführung ist einfach zu fertigen und die Zylindermantelförmige oder konische Aufnahme kann dazu genutzt werden, einen Fortsatz des Adapterabschnitts formschlüssig zu umgreifen, so dass eine Montagehilfe und/oder eine Verkippungsstabilisierung realisiert ist.
Bei einer Weiterbildung der Erfindung wird vorgeschlagen, in dem ersten und/oder in dem zweiten Kraftweg ein oder mehrere elastische und/oder elasto-plastische Verformungsmittel zwischenzuschalten, welche einen zusätzlichen Verformungsweg mindestens in einem der Kraftwege bereitstellt. Das Verformungsmittel ist vorzugsweise so ausgebildet, dass es - zumindest bei geringen Vorspannkräften und/oder in einem Anfangsbereich der Vorspannkraft - weicher ausgebildet ist, als die sonstigen Komponenten in dem ersten und/oder dem zweiten Kraftweg. Der Vorteil dieser Weiterbildung liegt darin, dass das
Verformungsmittel einen Toleranzausgleich hinsichtlich der beschriebenen Doppelpassung erlaubt. Durch den Einsatz des
Verformungsmittels wird für den Kraftweg, in dem das Verformungsmittel zwischengeschaltet ist, ein
Vorspannungsbereich erzeugt, so dass beim Festziehen des Spannelements die Vorspannungskraft nur schwach ansteigt.
Vorzugsweise ist das Verformungsmittel so ausgebildet und/oder angeordnet, dass im montierten Zustand der Betrag der ersten Vorspannung größer als der Betrag der zweiten Vorspannung der Radlageranordnung ausgebildet ist.
Bei einer bevorzugten Weiterbildung sind die Komponenten so dimensioniert, dass in dem zusammengebauten Zustand der
Radlageranordnung das Verformungsmittel mit einer Vorspannung beaufschlagt wird, so dass das Verformungsmittel plastisch verformt ist. Während bei einer elastischen Verformung die
Steigung im Spannungs-Dehnungsdiagramm sehr steil ist, verringert sich die Steigung in dem plastischen Bereich drastisch. In dem plastischen Bereich kann somit ein vergleichsweise weiter Verformungsweg des Verformungsmittels genutzt werden, ohne die resultierende Vorspannung wesentlich zu erhöhen. Das Verformungsmittel wirkt wie eine Begrenzung der maximalen Vorspannungskraft in dem jeweiligen Kraftweg.
Es ist jedoch im Weiteren bevorzugt, dass der Arbeitsbereich des Verformungsmittels im eingebauten Zustand unterhalb einer Bruchdehnungsgrenze des Verformungsmittels angeordnet ist. Es ist somit bevorzugt, dass eine Bruchdehnung ausgeschlossen wird, was beispielsweise dadurch erreicht wird, dass die Verformung nicht mehr als 50% der Bruchdehnung betragen soll. Wenn die Bruchdehnung beispielsweise 8% beträgt, sollte die tatsächliche Verformung nicht über 4% liegen.
Bei einer ersten möglichen konstruktiven Ausgestaltung der Erfindung ist das Verformungsmittel als ein einstückig an den Adapterabschnitt angeformtes Element beziehungsweise Elementanordnung ausgebildet, welche in dem zweiten Kraftweg zwischen dem Adapterabschnitt und dem Lagerring geschaltet ist, der Adapterabschnitt drückt über das angeformte Element auf den Innenring. Bei einer Realisierung ist das Verformungsmittel beispielsweise als, eine umlaufende Rippe ausgebildet, welche bei der Montage vorzugsweise mit dem freien Endabschnitt an dem Innenring anliegt. Die Rippe oder Rippenabschnitte sind beispielsweise entlang einer Konusfläche ausgerichtet, so dass die Rippe zum Teil elastisch nachgeben kann, zum Teil plastisch verformt wird. Bei anderen Ausführungsformen ist die Rippe beziehungsweise die Rippenabschnitte nahezu oder vollständig entlang einer Zylindermantelfläche ausgerichtet, so dass der elastische Anteil sehr gering, der plastische Anteil bei der Verformung jedoch sehr hoch ist.
Bei einer anderen möglichen Ausführungsform der Erfindung ist das Verformungsmittel als eine Verformzone in dem Zapfenabschnitt ausgebildet. Beispielsweise kann der Zapfenabschnitt Materialdickenverringerungen, zum Beispiel in Form von Einstichen, welche beispielsweise an der Innenfläche und/oder Außenfläche des Zapfenabschnitts vorzugsweise in Schraubenfederführung ausgebildet sind. Optional kann die Verformzone so ausgebildet sein, dass die Verformung bei Beaufschlagung mit einer Vorspannung in Richtung der Getriebeseite stärker ausgebildet ist als in Richtung des Rades . Bei einer anderen möglichen Ausführungsform der Erfindung ist das Verformmittel als eine Verformzone in dem Innenring realisiert. Hierbei nimmt somit der Innenring eine Doppelfunktion ein, zum einen als Träger der Laufbahn für die Wälzkörper und zum anderen - in einem abgegrenzten Bereich - als Verformungsmittel. Bei einer ersten möglichen Ausführungsform ist die Verformzone als eine oder mehrere Umlaufnuten ausgebildet, welche vorzugsweise auf der dem Adapterabschnitt zugewandten axialen Seite des Innenrings angeordnet ist. Statt der Umlaufnuten können auch andere Materialschwächungen eingebracht sein. Der Vorteil dieser Ausführungsform liegt insbesondere darin, dass bei der Nutzung des Verformweges die Position der Laufbahn des Innenrings nicht verändert wird. Der Innenring kann optional durchgehärtet oder partiell gehärtet sein. In dem ersten Fall verhält sich der Innenring stärker elastisch, im zweiten Fall eher elasto-plastisch. Die Nut- oder allgemeiner gesagt die Verformzone kann sowohl an der radialen Außenseite als auch an der radialen Innenseite des Innenrings platziert werden.
Bei einer weniger bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist die Verformzone auf Seiten des Rades auf dem oder in dem Innenring eingebracht, was jedoch mit dem Nachteil verbunden ist, dass bei Nutzung des Verformweges die Position der Laufbahn in axialer Richtung verschoben wird. Bei dieser Ausführungsform kann die Verformzone analog wie bei dem Zapfenabschnitt als Einstiche, in Wellenform, in Schraubenform symmetrisch oder asymmetrisch an der Innen- und/oder Außenseite ausgebildet sein. Ebenso kann der Innenring partiell gehärtet oder durchgehärtet sein. Bei einer besonders bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist das Verformungsmittel als ein separater Zwischenring ausgebildet . Bei dieser Lösung können die weiteren Komponenten der Radlageranordnung ohne Verformungszonen gefertigt werden, so dass deren belastungsgerechte Auslegung vereinfacht wird.
Der Zwischenring kann wahlweise zwischen dem Innenring und dem Zapfenabschnitt oder zwischen dem Innenring und dem Adapterabschnitt angeordnet werden. Die zweite Positionierung ist jedoch zu bevorzugen, da bei einem Verformen des Zwischenrings die Lage des Innenrings innerhalb des Wälzlagers nicht geändert wird.
Der Zwischenring kann als ein Federring oder als ein Kompressionsring oder einer Kombination davon ausgebildet sein, so dass je nach Anwendungsfall eine vorwiegend elastische oder eine vorwiegend plastische Verformung im Arbeitsbereich vorliegt.
Bei einer möglichen Ausführungsform weist der Zwischenring eine Federgeometrie auf, welche dem Zwischenring erlaubt, zumindest entlang eines Teilverformungswegs elastisch zu reagieren. Bei einer denkbaren Realisierung ist der Zwischenring im Längsschnitt durch die Drehachse der Radlageranordnung mindestens einfach gefaltet. Durch diese Geometrie kann der Zwischenring elastisch einfedern. Beispielsweise ist der Zwischenring im Längsschnitt V-förmig ausgebildet. Bei anderen Ausführungsformen ist der Zwischenring gewölbt ausgebildet, so dass die elastische Verformung durch eine Zunahme der Wölbung umgesetzt wird.
Bei einer ersten möglichen Umsetzung der Erfindung ist das Verformungsmittel im ersten Kraftweg angeordnet, wobei die Radlageranordnung konstruktiv so ausgebildet ist, dass bei der Montage zuerst eine Vorspannung auf dem ersten Kraftweg und erst nach Aufbau eines Teils der ersten Vorspannung eine Vorspannung auf dem zweiten Kraftweg gebildet wird. Bei einer alternativen Ausführungsform ist das Verformungsmittel im zweiten Kraftweg angeordnet, wobei die Lageranordnung so ausgebildet dass bei der Montage zuerst Vorspannung auf dem zweiten Kraftweg und erst nach Aufbau eines Teils der zweiten Vorspannung eine Vorspannung auf dem ersten Kraftweg gebildet wird.
Obwohl gemäß der vorliegenden Beschreibung jeweils nur ein einziges Verformungsmittel genannt wurde, ist es möglich, dass diese Verformungsmittel auch in einer beliebigen Kombinationen genutzt werden. So ist es möglich, dass innerhalb jedes Kraftweges ein Verformungsmittel eingesetzt wird oder, dass innerhalb eines Kraftweges zwei gleiche oder unterschiedliche Verformungsmittel verwendet werden.
Ein weiterer Gegenstand der Erfindung betrifft eine Lageranordnung mit den Merkmalen des Anspruchs 21, welcher auch die Aufgabe zugrunde liegt, eine kurzbauende Einheit aus Radnabe, Lageranordnung und Gleichlaufgelenk, insbesondere Drehgelenk, zu schaffen, welche leicht zu montieren bzw. zu demontieren ist. Diesem Aspekt der Erfindung liegt die Erkenntnis zugrunde, dass sich die gestellte Aufgabe auf überraschend einfache Art und Weise dadurch lösen lässt, dass der Zapfen des äußeren Gelenkkörpers konisch ausgebildet 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 Anspruchs 21 daher aus von einer Lageranordnung einer über ein Gleichlaufgelenk antreibbaren Radnabe eines Kraftfahrzeuges, bei der die mit einem Radflansch verbundene Radnabe und das mit einer Antriebswelle verbundene Gleichlaufgelenk mittels einer Verzahnung drehfest und durch einen in einen zentralen Zapfen des Gleichlaufgelenks eingreifenden Schraubbolzen axial miteinander verbunden sind.
Auf der Radnabe ist ein zwei- oder mehrreihiges 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 Gelenkkörpers des Gleichlaufgelenks 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 Dl, so dass für diese Durchmesser gilt: Dl > 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 Gleichlaufgelenk 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 Vτκ der Stirnverzahnung kleiner ist als der Teilkreisdurchmesser GTK der Gelenkkugeln des Gleichlaufgelenks, so dass für diese Durchmesser gilt: Vτκ < 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 25 > 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 Gelenkkörpers in Verbindung steht. Dies ist insbesondere deshalb von Vorteil, da dadurch ein gegebenenfalls bestehendes Toleranzproblem, verursacht durch eine Doppelpassung Stirnverzahnung / Anlage Gelenkglockeseparater 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 Überlastschutz. 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. Weitere Merkmale, Vorteile und Wirkungen der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele der Erfindung. Dabei zeigen:
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;
Fig. 3 - 10 Schnittansichten durch weitere
Ausführungsbeispiele einer Radlageranordnung gemäß der Erfindung;
Fig. 11 eine ExplosionsZeichnung des
Ausführungsbeispiels in der Figur 10;
Fig. 12 - 14 eine Illustration der Montage des
Ausführungsbeispiels in der Figur 10;
Fig. 15, 16 optimierte Formen des Zwischenrings in der
Figur 10;
Fig. 17, 18 Graphen zur Illustration des Arbeitsbereichs des Zwischenrings in der Figur 10;
Fig. 19 - 26 abgewandelte Ausführungsbeispiele für den Zwischenring in der Figur 10. Einander entsprechende oder gleiche Teile sind in den Figuren jeweils mit den gleichen Bezugszeichen versehen.
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 oder Gleichlaufgelenk 5 verbunden. Die Radnabe 2 weist an einem axialen Ende einen Radflansch 6 zur Aufnahme einer Felge eines nicht dargestellten Fahrzeugrades auf.
Das Gleichlaufgelenk 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 radseitiger oder innerer Lagerinnenring 16 einstückig an die Radnabe 2 angeformt ist, während ein axial getriebeseitiger oder äußerer Lagerinnenring 17 ein separates Bauteil ist, welches auf einen Achsstumpf 18 der Radnabe 2 aufgeschoben ist.
Im Bereich eines Adapterabschnitts 7a des Gelenkkörpers 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 Gleichlaufgelenk 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 Gleichlaufgelenk 5 von der Fahrzeugaußenseite her möglich ist.
Der axial getriebeseitige oder äußere, separate Lagerinnenring 17 weist eine axial radseitige oder innere Stirnseite 23 und eine axial getriebeseitige oder 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 getriebeseitige oder äußere Stirnseite 24 des separaten Lagerinnenrings 17 und drückt diesen Lagerinnenring 17 gegen eine Anlagefläche 26 des axial radseitigen oder inneren Lagerinnenrings 16.
Da sich die Stirnverzahnungen 3, 4 radial relativ weit unterhalb des Wälzlagers 11 befindet und/oder kinematisch parallel liegen, ergibt sich beim Verspannen der Radnabe 2 mit dem Gleichlaufgelenk 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 im Bereich des Adapterabschnitts 7a 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 axialer 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 Gelenkkörper 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 Gleichlaufgelenks 5. Zur Verdeutlichung der Parameter wurde bei der Darstellung gemäß Fig. 2 auf die Verwendung von BezugsZiffern weitgehend verzichtet, dafür sind die Durchmesser und Breiten durch Bemaßungslinien und Kennbuchstaben verdeu11icht .
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
Vτκ : Teilkreisdurchmesser der Stirnverzahnung 3, 4
GTK: Teilkreisdurchmesser der Gelenkkugeln 30
LZ: Abstand der Radnabe 2 bezogen auf die Mittellinie der getriebeseitigen Kugelreihe zu dem Kopfkreis der Stirnverzahnung 4
Dw: Durchmesser der Lagerkugel 15
IQ: Querschnitthöhe der tiefsten Stelle der Kugellaufbahn des separaten Lagerinnenrings 17 Dl: Durchmesser des Zapfens 20 im Bereich des Übergangs zum Innendurchmesser DIVER der Stirnverzahnung 3, 4
D2 : Durchmesser des Zapfens 20 im Bereich seines vorderen, radseitigen 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 ≤ DΣR.
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 Außendurchmesser DVER der Stirnverzahnung 3, 4, also RAB < DVER-
Der Teilkreisdurchmesser Vτκ der Stirnverzahnung 3, 4 ist kleiner als der Teilkreisdurchmesser GTK der Gelenkkugeln 30, also Vτκ < GTK.
Der Abstand LZ der Radnabe 2 bezogen auf die Mittellinie der getriebeseitigen 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-Querschnitthöhe IQ an der tiefsten Stelle der Kugellaufbahn beträgt mindestens dem 0,2-fachen 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 Dl > D2. Im vorderen Endbereich 29 des Zapfens 20, welcher zum Bolzen 22 gerichtet ist, ist der Durchmesser D2 also kleiner als der gelenkseitige Durchmesser Dl 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 nunmehr 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 Gleichlaufgelenk 5 ist jeweils als Hirth-Verzahnung mit radial verlaufenden Zähnen ausgeführt, wobei die Anzahl der Zähne zwischen 12 und 60 beträgt.
Die nachfolgenden Figuren zeigen weitere Ausführungsbeispiele für das Mittel 27 zum axialen Toleranzausgleich der zwei axialen Anlegestellen, nämlich im Bereich der Stirnverzahnung 3, 4 und der Anlage der Gegenfläche 25 an der Stirnkante 24 des Lagerinnenrings 17. Bei der dargestellten Radlageranordnung 1 sind zwei Kraftwege A, B realisiert, wobei ein erster Kraftwege A von dem äußeren Gelenkkörper 7 über die Stirnverzahnung 3, 4 auf den Achsstumpf 18 verläuft. Ein zweiter Kraftweg B läuft von dem äußeren Gelenkkörper 7 über den Lagerinnenring 17 auf die Radnabe 2. Die beiden Kraftwege A, B sind somit zumindest abschnittsweise - insbesondere an den Anlegestellen kinematisch parallel verlaufend ausgebildet. Die durch das Anziehen des Bolzens 22 erzeugte axiale Gesamtvorspannung teilt sich gemäß der Kraftwege A, B in eine erste Vorspannung und in eine zweite Vorspannung auf.
Die Figur 3 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel einer Radlageranordnung 1 in etwas geänderter Darstellung. Es ist jedoch darauf hinzuweisen, dass Merkmale der vorhergehenden Figuren sowie Merkmale der nachfolgenden Figuren jeweils auch in den anderen Ausführungsbeispielen eingesetzt werden können. Beispielsweise zeigt die Ausführungsform in der Figur 3 einen eher zylinderförmigen Zapfen 20, welcher aber auch durch einen konischen Zapfen 20 gemäß der vorhergehenden Figuren ersetzt werden kann. In gleicher Weise können die verschiedenen Mittel 27 zum axialen Toleranzausgleich auch bei den anderen Ausführungsformen eingesetzt werden. Das Mittel 27 ist in der Figur 3 als eine umlaufende Rippe 31 ausgebildet, welche im gezeigten Längsschnitt eine konstante Stärke aufweist. Die Rippe 31 ist gegenüber einer Radialebene, welche senkrecht zu der Drehachse 32 der Lageranordnung ausgerichtet ist, im Längsschnitt in einem Winkel von circa 10° in Richtung des Lagerinnenrings 17 geneigt. Diese Rippe 31 liegt umlaufend mit ihrem freien Endabschnitt an dem Lagerinnenring 17 an.
Die einstückig an den äußeren Gelenkkörper 7 angeformte Rippe 31 wirkt wie eine Tellerfeder, die mit dem äußeren Gelenkkörper 7 verbunden ist. Ergänzend kann die Rippe 31 auch elasto-plastische Eigenschaften aufweisen, wobei je nach Gestaltung und Auslegung die Rippe 31 im eingebauten Zustand elastisch oder elasto-plastisch verformt ist, um so die optimale Verteilung der Vorspannkräfte auf Verzahnung 3, 4 und Lagerinnenring 17 zu bewirken.
Die Figur 4 zeigt in analoger Darstellung wie die Figur 3 ein weiteres Ausführungsbeispiel der Rippe 31 wobei durch einen Freistich 33 oder eine entsprechende angebrachte Einformung ein elastischer Verformungsbereich gebildet ist, so dass die Rippe 31 beim Verspannen von dem äußeren Gelenkkörper 7 und der Radnabe 2 zunächst elastisch verformt wird. Während der Verspannung der Einheit über den Bolzen 22 erfolgt jedoch auch eine plastische Verformung der Rippe 31 beziehungsweise der umliegenden Bereiche.
Die Figur 5 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel für ein Mittel 27, wobei bei dieser Ausführungsform der Lagerinnenring 17 in einem der Radnabe 2 zugewandten Bereich Ausformungen 34 aufweist. Die Ausformungen 34 können beispielsweise durch Einstiche realisiert werden und weisen eine umlaufende Wellen- oder Schraubenform auf oder sind als parallele Nuten ausgeführt. Die Einstiche können innen beziehungsweise außenseitig eingebracht und beispielsweise zur Getriebeseite hin stärker werdend ausgebildet sein. Der Lagerinnenring 17 - -
kann bei einer Ausführungsform partiell gehärtet sein, so dass sich das Mittel 27 stärker elastisch verhält. Bei einer anderen Ausführungsform kann der Lagerinnenring 17 auch durchgehärtet sein, so dass das Mittel 27 eher elasto- plastische Eigenschaften aufweist.
Bei einer Beaufschlagung des zweiten Kraftwegs B mit einer Vorspannung wird der Lagerinnenring 17 im Bereich der Ausformungen 34 zunächst elastisch und dann plastisch in axialer Richtung komprimiert bzw. verformt.
Die Figur 6 zeigt eine weitere Ausführungsform der Erfindung, wobei das Mittel 27 als eine umlaufende, v-förmige Nut 35 in den Lagerinnenring 17 benachbart zu dem äußeren Gelenkkörper 7 ausgebildet ist. Im Gegensatz zu dem Ausführungsbeispiel in der Figur 5 ist nun der durch das Mittel 27 bereitgestellte zusätzliche Verformungsweg so angeordnet, dass bei der Verformung die Position der Lauffläche 36 für die Wälzkörper auf dem Lagerinnenring 17 nicht verändert wird. In der Darstellung in der Figur 6 ist die Nut 35 auf der Außenseite des Lagerinnenrings 17 eingebracht, alternativ kann die Nut auch an der Innenseite positioniert werden. Es ist ferner möglich, mehrere Nuten 35 oder andere Formen der Nuten 35 einzubringen. Um einen ausreichenden Freiraum für die Verformung des Lagerinnenrings 17 im Bereich des Mittels 27 zu gewährleisten, liegt der Lagerinnenring 17 nur radial außen in einem umlaufenden Teilbereich an, wohingegen in einem radial inneren Bereich ein Freiraum 37 vorgesehen ist.
Die Figur 7 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel für das Mittel 27, wobei bei diesem Ausführungsbeispiel das Mittel 27 als Einstiche 38 an dem Achsstumpf 18 ausgebildet sind. Die dargestellten Einstiche 38 zur Schaffung einer Wellenform können ebenso asymmetrisch innen/außen beziehungsweise zur Getriebeseite hin stärker ausgebildet werden.
Die Figur 8 zeigt ein nächstes Ausführungsbeispiel der Erfindung, wobei das Mittel 27 als ein Zwischenring 39 ausgebildet ist, welcher auf dem Achsstumpf 18 aufgesetzt ist. Der Zwischenring 39 ist zwischen der Radnabe 2 und dem Lagerinnenring 17 eingespannt. Der Zwischenring 39 kann bei einer ersten Ausführungsform als ein elastischer Zwischenring 39 ausgebildet sein, bei einer weiteren Ausführungsform kann der Zwischenring 39 als ein Kompressionsring realisiert sein. Obgleich der Zwischenring 39 in der Figur 8 zylindrisch dargestellt ist, ist auch eine wellige Gestaltung zum Beispiel analog zu den vorhergehenden Figuren 5 beziehungsweise 7 möglich. Der Zwischenring 39 kann beispielsweise über ein spanendes Verfahren (drehen) hergestellt werden. Auch die Herstellung mittels Rollieren ist denkbar.
Die Figur 9 zeigt ein nächstes Ausführungsbeispiel der Erfindung, wobei der Zwischenring 39 bei dieser Ausführungsform als ein Kompressionsring zwischen dem äußeren Gelenkkörper 7 und dem Lagerinnenring 17 angeordnet ist, so dass dieser bei dem Kraftweg B zwischengeschaltet ist. Der Zwischenring 39 kann beispielsweise über ein Umformverfahren wie Tiefziehen hergestellt werden. Unterschiedliche Krümmungen in dem Zwischenring 39 ermöglichen eine gezielte Steuerung des Verhaltens, es können elastische und elasto-plastische Umformzonen dargestellt werden.
Die Figur 10 zeigt ein weiteres Beispiel eines Zwischenrings 39, welcher im gezeigten Längsschnitt in etwa V-förmig ausgebildet ist. Der dargestellte Zwischenring 39 kann beispielsweise über ein spanendes Verfahren (drehen) hergestellt werden, auch die Herstellung mittels Rollieren ist denkbar. Bei dieser Variante dient der Nutgrund der V-förmigen Nut in dem Zwischenring 39 der Plastifizierung, die Schenkel federn dagegen eher elastisch. Der Zwischenring 39 liegt einerseits an dem Lagerinnenring 17 und mit der anderen Seite beziehungsweise mit dem anderen Schenkel an einer Schulter 40 des äußeren Gelenkkörpers 7 an.
Die Figur 11 zeigt die Komponenten der Radlageranordnung 1 mit dem Zwischenring 39 der Figur 10 in einem auseinander gerückten Zustand. Aus dieser Darstellung ist auch sehr gut zu entnehmen, dass der Achsstumpf 18 im Endabschnitt unverbreitert, insbesondere derart ausgeführt ist, dass der Lagerinnenring 17 auf- und abgezogen werden kann.
Bei dem Zusammenführen der Einzelkomponenten der Radlageranordnung 1 gemäß Figuren 12 bis 14 wird in einem ersten Schritt die Dehnschraube beziehungsweise der Bolzen 22 in dem äußeren Gelenkkörper 7 eingeschraubt, wobei der Zwischenring 39 locker (unverformt) zwischen dem äußeren Gelenkkörper 7 und dem Lagerinnenring 17 liegt. Die Verzahnungspartner 3, 4 sind noch beabstandet.
Bei einem Eindrehen der Dehnschraube wandern die Verzahnungspartner 3, 4 aufeinander zu (S2 < Sl) . Der Zwischenring 39 wird im elastischen Bereich verformt und beginnt damit die Vorspannkraft auf den Lagerinnenring 17 aufzubauen. Bei der Montage muss drauf geachtet werden, dass die Stirnverzahnung 3, 4 eingespurt ist, also dass die Zähne der Stirnverzahnung 3, 4 sich gefunden haben. Die Figur 14 zeigt die Radlageranordnung 1 im montierten Bereich. Hierbei ist die Dehnschraube beziehungsweise der Bolzen 22 vollständig montiert und die Verzahnung 3, 4 vorgespannt. Der Zwischenring 39 als Ausgleichelement ist in dem plastischen Bereich verformt und bringt die erforderliche Vorspannkraft auf den Lagerinnenring 17 auf. Hierbei gleicht der Zwischenring 39 in dem System vorhandene, durch die Fertigungstoleranzen bedingte Maßabweichungen aus .
Die Figuren 15, 16 illustrieren an dem Beispiel des Zwischenrings 39 in den vorhergehenden Figuren die Freiheitsgrade, welche für eine Optimierung des Zwischenelements 39 als Ausgleichselement verfügbar sind. Durch eine Begrenzung des Zwischenrings 39 an den horizontalen Linien wird „totes Material" eingespart, außerdem wird die Fertigbarkeit erhöht, da der Ring besser in eine Fertigungsmaschine aufzunehmen ist. Die seitlichen Linien stellen die Möglichkeit dar, die Schenkel - symmetrisch oder unsymmetrisch - dicker oder dünner auszuführen. Die Länge der
Schenkel kann durch Anheben oder Absenken des Nutgrundes
(Mitte) variiert werden. Hierbei zeigt sich, dass eine
Aufdickung der Schenkel eine überproportionale Steifigkeitszunahme des Zwischenrings 39 mit sich bringt, eine Variation der Schenkellänge wirkt sich in erster Näherung linear auf die Steifigkeit aus.
Die Figur 16 zeigt eine bevorzugte, optimierte Form des Zwischenrings 39. Die Flächen an Außen- und Innendurchmesser sind einer guten Fertigkeit zuliebe zylindrisch ausgeführt.
Die Feinabstimmung des Zwischenrings 39 nach einer Festlegung der groben Geometrie (Winkel- und Schenkeldicke) wird vorteilhafterweise über die Schenkellänge, das heißt über die Variation der Lage des Nutgrundes erfolgt, wobei bei einer ersten Variante Vl eine tiefe Nut und bei einer zweiten
Variante V2 eine flache Nut gewählt wird. Die Figur 17 zeigt ein Spannungs-Dehnungsdiagramm für zwei unterschiedliche Materialien für die Belastung eines Zwischenrings 39. Auf der X-Achse ist die Dehnung ε (deltaL gebrochen durch LO) aufgetragen, die Y-Achse zeigt die Spannung σ. An den Punkten B ist die Bruchdehnungsgrenze eingetragen, wo es zu einem Materialversagen des Zwischenrings 39 kommt. Der Arbeitsbereich 41 des Zwischenrings 39 wird bevorzugt in den Bereich jenseits des proportionalen, elastischen Bereichs gelegt, also dorthin, wo das Materialverhalten in den plastischen Bereich übergeht und die Kurve flacher verläuft. Die Grenze der Belastung ist in einem sicheren Abstand zu der Bruchdehnung B zu legen. Wenn die Bruchdehnung beispielsweise 8% beträgt, sollte die tatsächliche Verformung nicht über 4% liegen.
In der Figur 18 ist abgeleitet von dem Inhalt der Figur 17 die Vorspannkraft F des Lagerinnenring 17 über dem toleranzbedingten Anfangsspiel S der Lageanordnung 1 dargestellt. Als Anfangspiel S ist hier der Abstand in axialer Richtung zwischen den Verzahnungspartnern gemeint, wenn der äußere Gelenkkörper 7 über den Zwischenring 39 am Lagerinnenring 17 ansteht. Es ist also der Abstand, der durch Verformung im Ausgleichselement 39 überbrückt werden muss, um die Verzahnung zur Anlage zu bringen. In dem Auslegungsbereich 41 korrespondiert zu einem sehr großen Anfangspiel delta S nur eine sehr geringe Änderung delta F der Vorspannung. Im Bereich des Anfangsspiels delta S kann somit der Lagerinnenring 17 mit einer maximalen Abweichung von delta F vorgespannt werden. Die drei in der Figur 18 gezeigten Graphen zeigen verschiedene Materialvarianten für den Zwischenring 39 in den vorhergehenden Figuren. Die unterste Kurve Kl stellt den Verlauf der Vorspannkraft für ein Element aus 16MnCr5 mit der Geometrie aus der Figur 16 Variante V 1 dar. Die mittlere Kurve K2 entspricht dem Verlauf bei gleicher Geometrie, aber einem anderen Material, nämlich C56. Die oberste Kurve zeigt den Verlauf eines Zwischenrings 39 aus C56 gemäß der Figur 16, Variante 2. Allen drei Varianten Kl bis K3 ist gemeinsam, dass im Auslegungs- oder Arbeitsbereich 41 der Kraftanstieg in dem plastischen Bereich des Zwischenrings 39 sehr flach verläuft.
Die nachfolgenden Figuren zeigen jeweils verschiedene
Ausführungsformen für das Mittel 27 in Form eines Zwischenrings 39, um die Vielfältigkeit der Möglichkeiten aufzuzeigen.
In der Figur 19 ist ein Zwischenring 39 als A-Ring, als inverse Variante des V- oder U-Rings dargestellt. Die Figur 20 zeigt einen U-Ring als unsymmetrische Variante zum V-Ring, welcher eine größere axiale Ausdehnung ermöglicht. Die Figur 21 zeigt als Zwischenring 39 einen O-Ring, wobei bei diesem Anwendungsfall ein rohrförmiges Halbzeug als Ring gebogen wird. Die Figur 22 zeigt als Zwischenring 39 einen C-Ring, wobei sich bei dieser Variante der Zwischenring 39 an zwei Stellen an dem äußeren Gelenkkörper 7 abstützt. Analog zu der dargestellten Variante kann die offene Seite auch zum Lagerinnenring 17 zeigen. Die Figur 23 zeigt als Zwischenring 39 einen W-Ring, in der Umkehrung auch als M-Ring denkbar. Diese Variante mit der mehrfachen Faltung federt weicher ein als die einfacher gestalteten Zwischenringe der vorherigen Figuren. Die Figur 24 illustriert einen T-Ring, wobei auch eine Variation mit dem querliegenden T-Balken zu dem äußeren Gelenkkörper 7 möglich ist. Diese Variation federt härter als die vorhergehenden Varianten. Bei gekreuzten Schenkeln ist auch eine X-Ring-Konstruktion möglich. Die Figur 25 zeigt einen N-Ring, auch S- oder Z-Ring genannt. Der Schenkel am Lagerinnenring 17 kann auch am Innendurchmesser anlegen. Dieses Konzept ist von der Geometrie weicher als der V-Ring, jedoch härter als der W-Ring ausgebildet. Die Ausführungsform in der Figur 26 zeigt einen Wellenring, welcher insbesondere für sehr große axiale Ausdehnungen geeignet ist, dafür einen geringen radialen Bauraumbedarf hat. Denkbar ist auch eine um 90° gedrehte Variante bei der der WeIlenanlagerinnenring beziehungsweise am äußeren Gelenkkörper 7 ansteht.
Zusammenfassend wird eine Lageanordnung 1 in einer neuartigen Geometrie beschrieben, wobei der Achsstumpf 18 an der Außenseite einen bis in den Randbereich reichenden Sitz für den Lagerinnenring 17 bildet, insbesondere an dem freien Ende nicht umgeformt oder wälzgemietet wird und direkt mit der Stirnverzahnung 3 versehen ist. Der Außendurchmesser der Verzahnung 3 oder 4 ist kleiner oder gleich dem Innendurchmesser des Lagerinnenrings 17. Da bei der axialen Vorspannung, also die des Lagers bzw. des Lagerinnenrings 17 und der Stirnverzahnung 3 , 4 auf eine definierte Vorspannkraft angewiesen sind, sich aber bei Parallelschaltung gegenseitig beeinflussen, sind geeignete Maßnahmen zu treffen, um diesem Einfluss im zulässigen Rahmen zu halten. Als ein Aspekt der Erfindung wird ein Mittel 27 für den axialen Toleranzausgleich vorgeschlagen, da es sich bei der dargestellten neuen Konstruktion um eine axiale Doppelpassung handelt.
Das Mittel 27 kann als rein elastisches Element ausgebildet sein. Bei einer Verbesserung ist das Mittel 27 als elasto- plastisches Mittel ausgebildet, welches durch den oben beschriebenen, flachen Kraftanstieg im plastischen Bereich eine geringe Streuung der Vorspannkraft bewirkt. In der Serienproduktion ist eben diese Streuung ein kritischer Faktor, weil die Lagervorspannung einen wesentlichen Einfluss auf die Lagerlebensdauer hat. Bei manchen Anwendungen baut die Toleranzkette eine Maßunsicherheit von bis zu 0,3 mm auf, bei einer Korrelation mit der Federsteifigkeit eines elastischen Elements kann dies zu einer unzulässigen Streuung der Spannkraft auf den Lagerinnring 17 führen. In diesem Fall ist das elasto-plastisches Element zu bevorzugen, welches die Streuung verringert.
Das elastische oder elasto-plastische Element kann sowohl einstückig angeformt als auch als separates Element oder Bauteil ausgeführt sein. Vorteilhaft an der Ausführung eines separaten Elements ist die Austauschbarkeit von Gelenkglocke 7 beziehungsweise äußerem Gelenkkörper oder Lager 17, ohne das jeweils andere Bauteil ebenfalls tauschen zu müssen. Es ist lediglich die Verwendung eines neuen Ausgleichselements 39 notwendig.
Bezugszeichenliste
1 Lageranordnung
2 Radnabe
3 Stirnverzahnung
4 Stirnverzahnung
5 Drehgelenk oder Gleichlaufgelenk
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 Stirn-/Gegenfläche
26 Anlagefläche
27 Mittel, Freistich
28 Ringnut
29 Vorderer Endbereich des Zapfens 20
30 Gelenkkugel
31 Rippe
32 Drehachse
33 Freistich 34 Ausformungen, Einstiche
35 Nut
36 Lauffläche
37 Freiraum 38 Einstich
39 Zwischenring
40 Schulter
41 Auslegungsbereich
DVER : Außendurchmesser der Stirnverzahnung 3 , 4
DIR : Bohrungsdurchmesser des separaten Innenringes 14
D1VER : Innendurchmesser der Stirnverzahnung 3 , 4
RAB : Reihenabstand der Lagerkugeln 15 IR3: Breite des separaten Lagerinnenrings 17
Vτκ : Teilkreisdurchmesser der Stirnverzahnung 3, 4
GTK: Teilkreisdurchmesser der Gelenkkugeln 30
LZ: Abstand der Radnabe 2 bezogen auf die Mittellinie der getriebeseitigen Kugelreihe zu dem Kopfkreis der Stirnverzahnung 4
Dw: Durchmesser der Lagerkugel 15
IQ: Querschnitthöhe der tiefsten Stelle der Kugellaufbahn des separaten Lagerinnenrings 17
Dl: Durchmesser des Zapfens 20 im Bereich des Übergangs zum Innendurchmesser DIVER der Stirnverzahnung 3, 4
D2 : Durchmesser des Zapfens 20 im Bereich seines vorderen, radseitigen Endbereichs 29 ß : Verzahnungswinkel der Stirnverzahnung 3 , 4

Claims

Patentansprüche :
1. Radlageranordnung (1)
mit einem Adapterabschnitt (7a) , welcher mit einer Gelenkglocke (7) oder einem anderen Adapterelement verbunden und/oder verbindbar ist,
mit einem Zapfenabschnitt (18), welcher mit einer Radnabe (2) verbunden und/oder verbindbar ist,
mit einem separaten Innenring (17), welcher eine Laufbahn (36) für Wälzkörper der Radlageranordnung (1) bereitstellt und welcher auf dem Zapfenabschnitt (18) angeordnet ist,
wobei der Adapterabschnitt (7a) und der Zapfenabschnitt (18) über eine Stirnverzahnung (3,4) miteinander verzahnt sind,
und mit einem Spannelement (22), welches den Adapterabschnitt (7a) und den Zapfenabschnitt (18) unter einer Gesamtvorspannung miteinander verspannt,
wobei die Stirnverzahnung (3,4) mit einer ersten Vorspannung entlang eines ersten Kraftwegs (A) zwischen dem Adapterabschnitt (7a) und dem Zapfenabschnitt (18) eingespannt ist,
dadurch gekennzeichnet
dass der Innenring (17) mit einer zweiten Vorspannung entlang eines zweiten Kraftwegs (B) zwischen dem Adapterabschnitt (7a) und dem Zapfenabschnitt (18) eingespannt ist, wobei erster und zweiter Kraftweg (A, B) zumindest abschnittsweise parallel zueinander verlaufen.
2. Radlageranordnung ( 1 ) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Zapfenabschnitt (18) als ein zylinderförmiger und/oder hohlzylinderförmiger Abschnitt und/oder Endabschnitt ausgebildet ist.
3. Radlageranordnung (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass in dem ersten und/oder in dem zweiten
Kraftweg (A, B) ein elastisches und/oder plasto-elastisches Verformungsmittel (27) zwischengeschaltet ist, welches einen zusätzlichen Verformungsweg in mindestens einem der Kraftwege (A, B) bereitstellt.
4. Radlageranordnung (1) nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Verformungsmittel (27) so ausgebildet und/oder angeordnet ist, dass der Betrag der ersten Vorspannung größer als der Betrag der zweiten Vorspannung ist.
5. Radlageranordnung (1 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Verformungsmittel (27) ausgebildet und/oder angeordnet ist, dass es im eingebauten Zustand mit einer der Vorspannungen beaufschlagt ist, so dass das Verformungsmittel (27) plastisch verformt ist.
6. Radlageranordnung (1) nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Arbeitsbereich (41) des Verformungsmittels im eingebauten Zustand unterhalb einer Bruchdehnungsgrenze (41) des Verformungsmittels (27) ausgewählt ist. - -
7. Radlageranordnung (1) nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Verformungsmittel (27) als ein einstückig an den Adapterabschnitt angeformtes Element bzw. Elementanordnung ausgebildet ist, welches in dem zweiten Kraftweg (B) zwischen dem Adapterabschnitt (7a) und dem Lagerinnenring (17) geschalten ist.
8. Radlageranordnung (1) nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass das Verformungsmittel (27) als eine umlaufende Rippe (31) oder Rippenabschnitte ausgebildet ist, welche bei der Montage vorzugsweise mit dem freien Endabschnitt an dem Innenring (17) anliegt.
9. Radlageranordnung (1) nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Verformungsmittel (27) als eine Verformungszone in dem Zapfenabschnitt (18) ausgebildet ist.
10. Radlageranordnung (1) nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet dass die Verformungszone durch
Materialdickenverringerung in dem Zapfenabschnitt (18) gebildet ist.
11. Radlageranordnung (1) nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Verformungsmittel als eine
Verformungszone in dem Innenring (17) gebildet ist.
12. Radlageranordnung (1) nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Verformungszone als eine oder mehrere Umlaufnuten ausgebildet ist.
13. Radlageranordnung (1) nach einem der Ansprüche 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Verformzone auf der dem Adapterabschnitt (7a) zugewandten Seite des Innenrings (17) angeordnet ist.
14. Radlageranordnung (1) nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Verformungsmittel als ein
Zwischenring (39) ausgebildet ist.
15. Radlageranordnung (1) nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischenring (39) zwischen Innenring (17) und Zapfenabschnitt (18) und/oder zwischen Innenring (17) und Adapterabschnitt (7) angeordnet ist.
16. Radlageranordnung (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischenring (39) als ein Federring und/oder ein
Kompressionsring ausgebildet ist.
17. Radlageranordnung (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche 14 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischenring (39) eine Federgeometrie aufweist.
18. Radlageranordnung (1) nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischenring (39) im Längsschnitt durch die Drehachse der Radlageranordnung (1) mindestens einfach gefaltet ist.
19. Radlageranordnung (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Verformungsmittel im ersten Kraftweg (A) angeordnet ist, wobei die Radlageranordnung (1) so ausgebildet ist, dass bei der Montage zuerst eine Vorspannung auf dem ersten Kraftweg (A) und erst nach Aufbau eines Teils der ersten Vorspannung eine Vorspannung auf dem zweiten Kraftweg (B) gebildet wird.
20. Radlageranordnung (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass das Verformungsmittel im zweiten Kraftweg (B) angeordnet ist, wobei die Radlageranordnung (1) so ausgebildet ist, dass bei der Montage zuerst eine Vorspannung auf dem zweiten Kraftweg (B) und erst nach Aufbau eines Teils der zweiten Vorspannung eine Vorspannung auf dem ersten Kraftweg (A) gebildet wird.
21. Lageranordnung (1) einer über ein Gleichlaufgelenk (5), insbesondere Drehgelenk, antreibbaren Radnabe (2) eines Kraftfahrzeuges vorzugsweise ausgebildet als eine Radlageranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei der die mit einem Radflansch (6) verbundene Radnabe (2) und das mit einer Antriebswelle verbundene Gleichlaufgelenk (5) mittels einer Verzahnung (3, 4), vorzugsweise der Stirnverzahnung (3,4), drehfest und durch einen in einen zentralen Zapfen (20) des Gleichlaufgelenks (5) eingreifenden Schraubbolzen (22), vorzugsweise das Spannelement, axial miteinander verbunden sind, und mit einem auf der Radnabe (2) aufgezogenen zwei- oder mehrreihigen Wälzlager (11) mit einem Innenring (14) mit zumindest einem separaten Lagerinnenring (17), vorzugsweise ausgebildet als der Innenring (20), wobei eine Stirnfläche eines Achsstumpfs (18) , vorzugsweise ausgebildet als der Zapfenabschnitt, der Radnabe (2) eine Stirnverzahnung (3) aufweist, welche mit einer korrespondierenden Stirnverzahnung (4) des Gelenkkörpers (7) , vorzugsweise umfassend den Adapterabschnitt, des Gleichlaufgelenks (5) drehfest verbindbar ist.
22. Lageranordnung nach Anspruch 21, 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 (Dl) , so dass für diese Durchmesser gilt: Dl > D2.
23. Lageranordnung nach Anspruch 21 oder 22, 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.
24. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 21, 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.
25. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 21, 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:
RAB < DVER.
26. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, dass der Teilkreisdurchmesser (VTK) der Stirnverzahnung (3, 4) kleiner ist als der Teilkreisdurchmesser (GTK) von Gelenkkugeln (30) des Gleichlaufgelenks (5), so dass für diese Durchmesser gilt:
VTK < GTK.
27. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, dass die Innenring-Querschnitthöhe (IQ) an der tiefsten Stelle der Kugellaufbahn mindestens dem 0,2-fachen des Durchmessers (DW) der Lagerkugeln beträgt, so dass für das Verhältnis von IQ zu DW die folgende Beziehung gilt:
IQ > 0,2 x DW.
28. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, dass der Abstand (LZ) der Radnabe (2) bezogen auf die Mittellinie der getriebeseitigen Kugelreihe zum Kopfkreis der Stirnverzahnung (4) positiv ist.
29. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, dass der Außendurchmesser (DVER) der Stirnverzahnung (3, 4) größer ist als der doppelte Durchmesser (DW) der Lagerkugeln (15), so dass für diese Durchmesser gilt:
DVER > 2 x DW.
30. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, dass der separate Lagerinnenring (17) mit einem Mittel (27) zum axialen Toleranzausgleich zwischen dem separaten Lagerinne bring (17) und der Gegenfläche (25) des äußeren Gelenkkörpers (7) in Verbindung steht.
31. Lageranordnung nach Anspruch 30, 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.
32. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, dass der Verzahnungswinkel (ß) positiv oder negativ zur Rotationsebene der Lageranordnung (1) angeordnet ist, insbesondere in einem Winkel (ß) von ± 30°.
33. Lageranordnung nach Anspruch 32, dadurch gekennzeichnet, dass der Verzahnungswinkel (ß) der Stirnverzahnung (3, 4) zum äußeren Gelenkkörper (7) geneigt ist.
34. Lageranordnung wenigstens nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, dass die Stirnverzahnung (3, 4) eine Hirth- Verzahnung, insbesondere mit radial verlaufenden Zähnen mit einer Anzahl von 12 bis 60, ist.
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