Radantriebswelle mit Radnabe für Motorfahrzeuge Die Erfindung bezieht sich auf eine Radantriebs welle mit Radnabe für Motorfahrzeuge, insbesondere für ein unabhängig aufgehängtes Rad.
Bei Motorfahrzeugen, deren angetriebene Räder unabhängig aufgehängt sind, muss die Radantriebs welle gelenkig sein, und zudem ist das Momentan zentrum der Aufhängungslenker häufig so gelegen, dass die wirksame Länge der Antriebswelle veränder lich sein muss, um die Bewegungen der Aufhängung aufnehmen zu können. Es muss daher eine Radan triebswelle mit zwei in Abstand angeordneten Uni versalgelenken verwendet werden. Bei bekannten Radantriebswellen dieser Art ist eine Gleitkupplung in der Welle zwischen den Universalgelenken vorge sehen, um eine Änderung der wirksamen Länge der Welle beim Arbeiten der Aufhängung zu ermöglichen.
Durch die Anordnung der Gleitkupplung zwi schen den beiden Universalgelenken wird das Ge wicht und der Raumbedarf der Welle erhöht. Zweck der Erfindung ist die Schaffung einer Radantriebs welle mit Radnabe, die besonders für ein unabhängig aufgehängtes angetriebenes Rad geeignet ist, die kompakt und relativ billig herstellbar ist, die leichter sein kann als bekannte Konstruktionen und die über dies auch für gelenkte angetriebene Räder besonders geeignet ist.
Gegenstand der Erfindung ist eine Radantriebs welle mit Radnabe für Motorfahrzeuge, welche ge kennzeichnet ist durch einen Wellenabschnitt kon stanter Länge zwischen im Abstand angeordneten Universalgelenken der Antriebswelle und eine Gleit- kupplung zwischen einem äusseren Endabschnitt der Welle und der Radnabe, um eine axiale Verschiebung der Welle in der Radnabe zu ermöglichen.
Die Universalgelenke können von irgendeinem selbsttragenden Typ sein, welcher den zwischen den Gelenken liegenden Wellenabschnitt ausreichend stützt; um zyklische Schwankungen im Antrieb auf ein Minimum herabzusetzen, ist es jedoch wünschbar, Universalgelenke mit konstanter Geschwindigkeits übertragung zu verwenden.
Die Kupplung zwischen dem äusseren Endab- schnitt der Welle und der Radnabe kann von einer einfachen Gleitkeilverbindung gebildet werden. Es ist jedoch vorzuziehen, eine Kupplung mit Rollkeilen zu verwenden, welche von axial gerichteten Kugel laufrillen in der äusseren Oberfläche des Endab- schnittes der Welle und darauf ausgerichteten Kugel laufrillen in der inneren Oberfläche der Radnabe, in welchen Kugellaufrillen je einige Kugeln angeordnet sind, gebildet wird.
Die Radnabe kann sehr einfach gestaltet sein und einen allgemein zylindrischen Mittelabschnitt für die Lagerung in entsprechenden Radlagern um fassen, wobei eine zentrale Bohrung zur Aufnahme des äusseren Endabschnittes der Welle vorgesehen ist und wobei die Radnabe am äusseren Ende einen Flansch zur Befestigung eines Rades aufweisen kann. Der äussere Endabschnitt der Welle, der in der Rad nabe gleitet, kann eine Verlängerung eines Gliedes des äusseren Universalgelenkes sein, welches vorzugs weise in unmittelbarer Nähe der Radnabe angeord net ist.
Die Radantriebswelle mit Radnabe gemäss der Erfindung ist auch besonders zur Verwendung für gelenkte angetriebene Räder geeignet. Für solche Räder war es bisher üblich, das Zentrum des äusseren Universalgelenkes mit der Schwenkachse des Rades bei Lenkung, d. h. der Achse des Achsschenkel bolzens, zusammenfallen zu lassen und Längenände rungen der Antriebswelle auf der Innenseite dieses Gelenkes aufzunehmen. Demgegenüber ist bei der Radantriebswelle gemäss der Erfindung, wenn die selbe mit einem gelenkten angetriebenen Rad ver- wendet wird, das Zentrum des äusseren Universal gelenkes relativ zur Achse des Achsschenkelbolzens beweglich.
Diese Erscheinung hat praktisch keine Wirkung auf die Antriebseigenschaften und die Lenk reaktionen.
Die Lage des Zentrums des äusseren Gelenkes relativ zur Schwenkachse des Rades kann in geeig neter Weise der Konstruktion der Aufhängungslenker angepasst sein. Bei der gebräuchlichen Anordnung von ungleich langen Querlenkern nimmt die wirksame Länge der Welle beim Einfedern und beim Ausfedern ab, und in diesem Fall kann das Zentrum des äusseren Gelenkes zweckmässigerweise bei normaler Gerade- ausfahrt gegen die Fahrzeugmitte hin versetzt sein.
Die Grösse dieser Versetzung ist vorzugsweise so gewählt, dass das Zentrum des Gelenkes bei extremer Lage der Aufhängung mehr oder weniger mit der Schwenkachse des Rades zusammenfällt.
In der Zeichnung sind Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes dargestellt, und zwar zeigt: Fig. 1 einen Axialschnitt nach der Linie 1-I in Fig. 2 durch eine Radantriebswelle mit Radnabe, Fig. 2 in grösserem Massstab und im Schnitt nach der Linie II-II in Fig. 1 ein Detail und Fig. 3 eine zur Hälfte geschnittene Ansicht ähn lich Fig. 1, wobei aber einige Teile der Radantriebs welle mit Radnabe gegenüber Fig. 1 abgeändert oder ersetzt sind.
Die dargestellten Antriebswellen umfassen je zwei in Abstand angeordnete Universalgelenke 1 und 2 mit konstanter Geschwindigkeitsübertragung. Jedes der Universalgelenke 1 und 2 enthält ein inneres Glied 3 und ein äusseres Glied 4, welche Glieder mit konzentrischen, teilkugelförmigen Oberflächen 5 bzw. 6 versehen sind. In den Oberflächen 5 und 6 sind axial gerichtete Rillen 7 zur Aufnahme von Kugeln 8 vorgesehen, welche das Drehmoment zwischen den Gliedern 3 und 4 übertragen, dabei jedoch eine universelle Bewegung der letzteren um das gemein same Zentrum der Oberflächen 5 und 6 gestatten. Die inneren Glieder 3 der beiden Gelenke sind an den Enden eines Wellenabschnittes 9 konstanter Länge befestigt.
Das äussere Glied 4 des inneren Universalgelenkes 1 weist einen Flansch 10 zur Verbindung mit einem Antriebsglied auf, und das äussere Glied 4 des äusseren Universalgelenkes 2 ist mit einer Verlängerung oder einem Achsstummel 12 versehen, welcher den äusseren Endabschnitt der Antriebswelle bildet und in der Radnabe 13 gleitbar gelagert ist, um eine axiale Verschiebung der Welle in der Radnabe zu ermöglichen.
Die Radnabe 13 weist einen allgemein zylindri schen Mittelabschnitt 14 zur Lagerung in entspre chenden Radlagern 15 (in strichpunktierten Linien dargestellt) sowie eine durchgehende Bohrung 16 auf, in der der Achsstummel 12 gleitet. Der Achs stummel 12 weist acht in gleichen Winkelabständen angeordnete, axial gerichtete Rillen 17 von ellipti scher Querschnittsform auf (siehe auch Fig. 2), wel che auf ähnlich angeordnete und geformte Rillen 18 in der Nabenbohrung 16 ausgerichtet sind.
Die Rillen 17 und 18 dienen als Kugellaufrillen, und vier Kugeln 19 sind in jedem Paar von Rillen 17 und 18 rollbar angeordnet, so dass die Kugeln 19 das Antriebsdreh moment auf die Radnabe 13 übertragen und bei einer Gleitbewegung des Achsstummels 12 in der Nabe 13 in den Rillen 17 und 18 rollen. Anschlag ringe 20, die in den Achsstummel 12 eingelassen sind, begrenzen die Rollbewegung der Kugeln in den in neren Rillen 17; der Abstand zwischen diesen Ringen ist dabei genügend, um die Kugeln 19 über den ganzen möglichen Verschiebungsweg des Achsstum mels 12 frei rollen zu lassen.
Damit die Kugeln 19 der Gleitkupplung zwischen dem Achsstummel 12 und der Nabe 13 keine Zen trierkräfte übertragen müssen, ist der Achsstummel 12 mit glatten zylindrischen Abschnitten 22 und 23 versehen, welche an die entgegengesetzten Enden der Rillen 17 anschliessen. Die Abschnitte 22 und 23 gleiten in Lagerbüchsen 24, welche in abgesetzten Teilen der Nabenbohrung 16 in der Nähe der Enden derselben angeordnet sind.
In Fig. 1 sind -zwei mögliche Anordnungen der inneren Lagerbüchse 24 und der zugehörigen Naben dichtung in der oberen und in der unteren Hälfte dieser Figur dargestellt. Bei der oben dargestellten Anordnung hat der äussere Lagerabschnitt 23 den gleichen Durchmesser wie die Böden der Kugellauf rillen 17, der innere Lagerabschnitt 22 hat den glei chen Durchmesser wie die Umfangsränder der Kugel laufrillen 17, und geeignete Dichtungen 25 und 26, die an den Enden der Nabe 13 in derselben montiert sind, halten Schmiermittel in der Näbe zurück.
Die Nabe 13 wird beim Zusammenbau nicht vollständig mit Schmiermittel gefüllt, so dass ein freier Luftraum verbleibt, der Änderungen des Innenvolumens der Nabe aufnimmt, die infolge der verschiedenen Durch messer der Abschnitte 22 und 23 des Achsstummels bei Bewegungen desselben in der Nabe auftreten.
Die andere Anordnung, welche in der unteren Hälfte der Fig. 1 dargestellt ist, vermeidet das Pro blem der oben erwähnten Volumenänderungen, so dass die Nabe beim Zusammenbau vollständig mit Schmiermittel gefüllt werden kann. Zu diesem Zweck weist der Achsstummel 12 bei 27 auf der inneren Seite der Kugellaufrillen 17 einen verringerten Durch messer auf, so dass der Lagerabschnitt 22 hier den gleichen Durchmesser wie der Lagerabschnitt 23 hat. Daher ergeben sich bei Gleitbewegungen des Achsstummels 12 in der Nabe 13 keine Volumen änderungen.
Zur Erleichterung der Montage sind die innere Lagerbüchse 24 und die dazugehörige Dichtung 26 radial gespalten, so dass sie um den im Durchmesser verringerten Teil 27 des Achsstummels gelegt und mit dem Achsstummel in der Nabe 13 montiert werden können.
Das Problem von Volumenänderungen wird bei der in Fig. 3 dargestellten Anordnung auf andere Weise umgangen. Hier ist der Durchmesser des Lagerabschnittes 23 erhöht, so dass er gleich gross ist wie derjenige des Abschnittes 22. Dies ist da durch erreicht, dass die äussere Lagerfläche auf einer Hülse 28 vorgesehen ist, welche auf das Ende des Achsstummels aufgepresst oder aufgeschrumpft ist.
Bei dieser Anordnung sind die Dichtungen 25 und 26 der Anordnung nach Fig. 1 weggelassen, und die Dichtung 25 ist durch einen Welch -Deckel 29 ersetzt, der in den (in unterbrochenen Linien darge stellten) Radbefestigungsflansch 30 der Nabe 13 eingesetzt ist. Da nur sehr wenig Schmiermittel das äussere Ende der Nabe erreicht, weist der Deckel 29 ein kleines zentrales Loch 32 auf. Die Dichtung 26 ist durch eine äussere Balgdichtung 33 ersetzt.
Die Lage des Zentrums des äusseren Universal gelenkes 2 in bezug auf die Achse A-A des Achs schenkelbolzens (siehe Fig. 1), d. h. die Schwenkachse der Radnabe 13 für die Lenkung, ist an die Konstruk tion der verwendeten Aufhängungslenker angepasst, und zwar ist bei der hier dargestellten Ausführungs form das Zentrum des Gelenkes bei normaler Gerade ausfahrt gegen die Fahrzeugmitte hin versetzt. Das Ausmass dieser Versetzung ist so gewählt, dass das Zentrum des Gelenkes mehr oder weniger mit der Achse<B>A -A</B> zusammenfällt, wenn die äussersten La gen der Aufhängungsbewegung erreicht sind. Diese Anordnung ergibt für einen gegebenen Winkel einen etwas grösseren möglichen Lenkungsausschlag in den extremen Lagen der Aufhängungsbewegung.
Die Geometrie der Radaufhängung ist schema tisch in Fig. 1 dargestellt. Die Nabe ist auf oberen und unteren Aufhängungslenkern montiert, welche um Punkte B bzw. C schwenkbar sind. Die extremen Lagen der Schwenkbewegung des oberen, kürzeren Lenkers sind mit<I>D</I> und<I>D'</I> bezeichnet, die ent sprechenden Lagen des unteren Lenkers mit E und<B>E</B>.
Die Kugellaufrillen 17 und 18 der Gleitkupplung sind so geformt, dass getrennte Druckzonen zwischen jeder Kupplungskugel 19 und jeder Rille 17 oder 18, in welcher die Kugel läuft, von den Rändern der betreffenden Rille einen Abstand haben. Auf diese Weise ist dafür gesorgt, dass die Ränder der Rillen keine Belastung aufnehmen müssen. Die ellip tische Querschnittsform der Kugellaufrillen ist vor zugsweise so, dass die beiden getrennten Druck zonen, von der Kugelmitte aus betrachtet, einen Winkelabstand von etwa 90 haben.
Wheel drive shaft with wheel hub for motor vehicles The invention relates to a wheel drive shaft with wheel hub for motor vehicles, in particular for an independently suspended wheel.
In motor vehicles, the driven wheels of which are independently suspended, the wheel drive shaft must be articulated, and in addition, the instantaneous center of the suspension arm is often located so that the effective length of the drive shaft must be variable in order to accommodate the movements of the suspension. A wheel drive shaft with two spaced apart universal joints must therefore be used. In known wheel drive shafts of this type, a sliding coupling in the shaft between the universal joints is provided to allow a change in the effective length of the shaft when working the suspension.
By arranging the sliding coupling between tween the two universal joints, the weight and the space required by the shaft is increased. The purpose of the invention is to create a wheel drive shaft with a wheel hub, which is particularly suitable for an independently suspended driven wheel, which is compact and relatively cheap to manufacture, which can be lighter than known constructions and which is particularly suitable for steered driven wheels .
The invention relates to a wheel drive shaft with wheel hub for motor vehicles, which is characterized by a shaft section of constant length between spaced universal joints of the drive shaft and a sliding coupling between an outer end section of the shaft and the wheel hub to allow axial displacement of the shaft in the wheel hub.
The universal joints can be of any self-supporting type which adequately supports the shaft portion lying between the joints; in order to reduce cyclical fluctuations in the drive to a minimum, however, it is desirable to use universal joints with constant speed transmission.
The coupling between the outer end section of the shaft and the wheel hub can be formed by a simple sliding wedge connection. However, it is preferable to use a clutch with rolling wedges, which are formed by axially directed ball races in the outer surface of the end portion of the shaft and aligned ball races in the inner surface of the wheel hub, in which ball races are arranged a few balls becomes.
The wheel hub can be designed very simply and comprise a generally cylindrical central section for storage in corresponding wheel bearings, a central bore being provided for receiving the outer end section of the shaft and wherein the wheel hub can have a flange at the outer end for attaching a wheel. The outer end portion of the shaft, which slides in the wheel hub, can be an extension of a member of the outer universal joint, which is preferably net angeord in the immediate vicinity of the wheel hub.
The wheel drive shaft with wheel hub according to the invention is also particularly suitable for use for steered driven wheels. For such wheels it has hitherto been customary to align the center of the outer universal joint with the pivot axis of the wheel when steering, i. H. the axis of the stub axle to collapse and to accommodate length changes of the drive shaft on the inside of this joint. In contrast, with the wheel drive shaft according to the invention, when the same is used with a steered driven wheel, the center of the outer universal joint is movable relative to the axis of the kingpin.
This phenomenon has practically no effect on the drive properties and steering reactions.
The position of the center of the outer joint relative to the pivot axis of the wheel can be adapted to the construction of the suspension arm in a suitable manner. With the common arrangement of wishbones of unequal length, the effective length of the shaft decreases during compression and rebound, and in this case the center of the outer joint can expediently be offset towards the center of the vehicle during normal straight travel.
The size of this offset is preferably chosen so that the center of the joint more or less coincides with the pivot axis of the wheel in the extreme position of the suspension.
In the drawing, exemplary embodiments of the subject matter of the invention are shown, namely: FIG. 1 shows an axial section along the line 1-I in FIG. 2 through a wheel drive shaft with wheel hub, FIG. 2 on a larger scale and in section along the line II-II in Fig. 1 is a detail and Fig. 3 is a half-sectional view similar to Fig. 1, but some parts of the wheel drive shaft with wheel hub compared to FIG. 1 are modified or replaced.
The drive shafts shown each include two spaced apart universal joints 1 and 2 with constant speed transmission. Each of the universal joints 1 and 2 includes an inner link 3 and an outer link 4, which links are provided with concentric, part-spherical surfaces 5 and 6, respectively. In the surfaces 5 and 6 axially directed grooves 7 are provided for receiving balls 8, which transmit the torque between the links 3 and 4, but allow a universal movement of the latter around the common center of the surfaces 5 and 6. The inner links 3 of the two joints are attached to the ends of a shaft section 9 of constant length.
The outer link 4 of the inner universal joint 1 has a flange 10 for connection to a drive link, and the outer link 4 of the outer universal joint 2 is provided with an extension or a stub axle 12 which forms the outer end section of the drive shaft and in the wheel hub 13 is slidably mounted to allow axial displacement of the shaft in the wheel hub.
The wheel hub 13 has a generally cylindri's central portion 14 for storage in corresponding wheel bearings 15 (shown in dash-dotted lines) and a through hole 16 in which the stub axle 12 slides. The axle stub 12 has eight equally angularly spaced, axially directed grooves 17 of elliptical cross-sectional shape (see also FIG. 2), wel che on similarly arranged and shaped grooves 18 in the hub bore 16 are aligned.
The grooves 17 and 18 serve as ball running grooves, and four balls 19 are rollably arranged in each pair of grooves 17 and 18, so that the balls 19 transmit the drive torque to the wheel hub 13 and when the stub axle 12 slides in the hub 13 in roll the grooves 17 and 18. Stop rings 20, which are embedded in the stub axle 12, limit the rolling movement of the balls in the grooves in neren 17; the distance between these rings is sufficient to allow the balls 19 to roll freely over the entire possible displacement of the Achsstum mels 12.
So that the balls 19 of the sliding coupling between the stub axle 12 and the hub 13 do not have to transmit any Zen trier forces, the stub axle 12 is provided with smooth cylindrical sections 22 and 23 which adjoin the opposite ends of the grooves 17. The sections 22 and 23 slide in bearing bushes 24 which are arranged in stepped parts of the hub bore 16 near the ends thereof.
In Fig. 1 two possible arrangements of the inner bearing bush 24 and the associated hub seal are shown in the upper and lower half of this figure. In the arrangement shown above, the outer bearing section 23 has the same diameter as the bottoms of the ball running grooves 17, the inner bearing section 22 has the same diameter as the peripheral edges of the ball running grooves 17, and suitable seals 25 and 26, which are at the ends of the Hub 13 are mounted in the same, hold back lubricant in the hub.
The hub 13 is not completely filled with lubricant during assembly, so that a free air space remains which takes up changes in the internal volume of the hub that occur as a result of the different diameters of the sections 22 and 23 of the stub axle when it moves in the hub.
The other arrangement, which is shown in the lower half of FIG. 1, avoids the problem of the volume changes mentioned above, so that the hub can be completely filled with lubricant during assembly. For this purpose, the stub axle 12 has a reduced diameter at 27 on the inner side of the ball running grooves 17, so that the bearing section 22 here has the same diameter as the bearing section 23. Therefore, with sliding movements of the stub axle 12 in the hub 13 there are no changes in volume.
To facilitate assembly, the inner bearing bush 24 and the associated seal 26 are split radially so that they can be placed around the reduced diameter portion 27 of the stub axle and mounted with the stub axle in the hub 13.
The problem of volume changes is avoided in the arrangement shown in FIG. 3 in a different way. Here the diameter of the bearing section 23 is increased so that it is the same size as that of the section 22. This is achieved by the fact that the outer bearing surface is provided on a sleeve 28 which is pressed or shrunk onto the end of the stub axle.
In this arrangement, the seals 25 and 26 of the arrangement of FIG. 1 are omitted, and the seal 25 is replaced by a Welch cover 29 which is inserted into the wheel mounting flange 30 of the hub 13 (shown in broken lines Darge). Since only very little lubricant reaches the outer end of the hub, the cover 29 has a small central hole 32. The seal 26 is replaced by an outer bellows seal 33.
The location of the center of the outer universal joint 2 with respect to the axis A-A of the kingpin (see Fig. 1), d. H. the pivot axis of the wheel hub 13 for the steering is adapted to the construc tion of the suspension arm used, and in the embodiment shown here, the center of the joint is offset against the center of the vehicle with normal straight-line exit. The extent of this offset is chosen so that the center of the joint more or less coincides with the axis <B> A -A </B> when the extreme positions of the suspension movement are reached. For a given angle, this arrangement results in a somewhat larger possible steering deflection in the extreme positions of the suspension movement.
The geometry of the suspension is shown schematically in FIG. The hub is mounted on upper and lower suspension arms, which pivot about points B and C, respectively. The extreme positions of the pivoting movement of the upper, shorter link are designated with <I> D </I> and <I> D '</I>, the corresponding positions of the lower link with E and <B> E </B> .
The ball running grooves 17 and 18 of the sliding coupling are shaped so that separate pressure zones between each coupling ball 19 and each groove 17 or 18 in which the ball runs are spaced from the edges of the groove in question. In this way it is ensured that the edges of the grooves do not have to absorb any load. The elliptical cross-sectional shape of the ball grooves is preferably such that the two separate pressure zones, viewed from the center of the ball, are approximately 90 degrees apart.