Bedingt durch die kinematischen Verhältnisse in herkömmlichen gattungsgemäßen Maschinenelementen wie Rollenlagern oder Kugelgewindetrieben mit gleich großen Wälzkörpern treten zwischen diesen Wälzkörpern in belastetem Zustand der Maschi- nenelemente hohe Zwangskräfte auf. Diese Zwangskräfte bewirken ein hohes Reibmoment und führen zu einem erhöhten Verschleiß der Wälzkörper.

Aus der DE 42 35 842 ist ein Kugelgewindetrieb bekannt, der zur Verschleißreduzie- rung Wälzkörper unterschiedlichen Durchmessers umfasst. Genauer gesagt sind bei diesem Kugelgewindetrieb wechselweise Kugeln zweier unterschiedlicher Durchmes- ser derart angeordnet, dass sich jeweils eine Kugel geringeren Durchmessers zwi- schen zwei Kugeln größeren Durchmessers befindet. Die Kugeln größeren Durch- messers fungieren als Tragkugeln und die Kugeln geringeren Durchmessers als Trennkugeln. Die Trennkugeln gewährleisten, dass sich zwei aufeinanderfolgende Tragkugeln nicht berühren, wodurch sich der Verschleiß verringert und die Lebens- dauer der Tragkugeln erhöht. Ein besonders vorteilhaftes Verschleißverhalten konnte offensichtlich dann erzielt werden, wenn die Tragkugeln aus Keramik und die Trenn- kugeln aus einem Werkstoff mit niedrigerem Elastizitätsmodul, beispielsweise Stahl, bestehen.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Maschinenelement mit zwischen relativ zueinander beweglichen Bauteilen angeordneten Wälzkörpern unterschiedlichen Durchmessers anzugeben, welches eine verbesserte Funktionalität besitzt.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch ein Maschinenelement gelöst, bei dem der Durchmesserunterschied zwischen relativ zueinander beweglichen Bauteilen angeordneter Wälzkörper derart gewählt ist, dass ein Wälzkörper geringeren Nomi- naldurchmessers in belastetem Zustand des Maschinenelements eine Tragfunktion erfüllt. Der Nominaldurchmesser eines Wälzkörpers bezeichnet denjenigen Durch- messer, welchen der Wälzkörper in unbelastetem Zustand des Maschinenelements besitzt.

In unbelastetem oder gering belastetem Zustand des Maschinenelements besitzen die Wälzkörper mit dem größten Nominaldurchmesser eine Tragfunktion. Mit zuneh- mender Belastung des Maschinenelements nehmen die auf diese tragenden Wälzkör- per wirkenden Zwangskräfte zu und die tragenden Wälzkörper werden allmählich elastisch komprimiert. Im Zuge dieser Kompression nähert sich der Durchmesser der Wälzkörper mit größtem Nominaldurchmesser dem geringeren Nominaldurchmesser des nächst kleineren Wälzkörpers an, so dass schließlich auch der nächst kleinere Wälzkörper eine Tragfunktion bezüglich der relativ zueinander beweglichen Bauteile erfüllt. Sofern Wälzkörper mit drei oder mehr unterschiedlichen Nominaldurchmes- sern vorgesehen sind, setzt sich dieser Vorgang beliebig fort, d. h. Wälzkörper erfüllen ihre Tragfunktion nacheinander in der Reihenfolge sinkenden Nominal- durchmessers. Der beschriebene Vorgang findet bei abnehmender Belastung des Maschinenelements in umgekehrter Reihenfolge statt. Entsprechend der Zu-bzw.

Abnahme der Belastung des Maschinenelements wird die Last folglich von einer größeren bzw. kleineren Anzahl von Wälzkörpern übertragen.

Erfindungsgemäß kann die Belastungsschwelle, ab welcher ein oder mehrere Wälz- körper geringeren Nominaldurchmessers eine Tragfunktion erfüllen, und damit die Kraftübertragungscharakteristik der Gesamtheit der Wälzkörper gezielt eingestellt werden. Als diesbezügliche Parameter stehen beispielsweise die Anzahl der verwen- deten Wälzkörper eines bestimmten Nominaldurchmessers, die Durchmesserunter- schiede, die Anzahl der verwendeten unterschiedlichen Nominaldurchmesser, die Wechselfolge der Nominaldurchmesser, d. h. die Abstände zwischen Wälzkörpern gleichen Nominaldurchmessers, und die für die verschiedenen Wälzkörper verwende- ten Werkstoffe zur Verfügung.

Vorzugsweise ist zwischen zwei Wälzkörpern größeren Nominaldurchmessers jeweils mindestens ein Wälzkörper geringeren Nominaldurchmessers angeordnet. Eine derartige Ausgestaltung ist vorteilhaft, da der Wälzkörper geringeren Nominaldurch- messers in unbelastetem oder gering belastetem Zustand des Maschinenelements dann zunächst die aus der DE 42 35 842 C2 bekannte Trennfunktion erfüllt, also reibungs-und verschleißmindernd wirkt. Erst bei stärkerer Belastung des Maschinen- elements wird diese Trennfunktion zugunsten einer Tragfunktion aufgehoben.

Zweckmäßigerweise besitzen zumindest einige Wälzkörper unterschiedlichen Nomi- naldurchmessers unterschiedliche Elastizitätsmoduln. Wälzkörper größeren Nominal- durchmessers können aus Werkstoffen geringeren Elastizitätsmoduls und Wälzkörper

geringeren Nominaldurchmessers aus Werkstoffen höheren Elastizitätsmoduls gefertigt sein. So ist es denkbar, Wälzkörper größeren Nominaldurchmessers aus Stahl und Wälzkörper geringeren Nominaldurchmessers aus einem keramischen Material zu fertigen.

Der Durchmesserunterschied zwischen Wälzkörpern aufeinanderfolgenden Nominal- durchmessers kann im Mikrometerbereich liegen. Bevorzugt ist ein Durchmesserun- terschied zwischen ungefähr 1 und 200 um, besonders bevorzugt zwischen ungefähr 5 und 50 um.

Die Wälzkörper können unterschiedlichste Gestalt aufweisen. So ist es beispielweise denkbar, die Wälzkörper als Kegel, Kugeln, Rollen, usw. auszugestalten. Das mit diesen Wälzkörpern bestückte Maschinenelement kann verschiedenen Zwecken dienen. Beispielhaft genannt seien Maschinenelemente in Gestalt von Kugellagern, Rollenlagern, Kugelgewindetrieben, Linearführungen, usw.

Die Wälzkörper können unmittelbar oder mit geringem Abstand aufeinanderfolgend zwischen den relativ zueinander beweglichen Bauteilen des Maschinenelements angeordnet sein. Zweckmäßigerweise umfasst das Maschinenelement eine oder mehrere Reihen von Wälzkörpern. Eine in belastetem Zustand des Maschinenele- ments vollreihige Anordnung der Wälzkörper ist besonders bevorzugt.

Das erfindungsgemäße Maschinenelement besitzt viele Einsatzgebiete. Ein bevorzug- tes Einsatzgebiet des erfindungsgemäßen Maschinenelements ist eine elektromecha- nische Bremsanlage. Bei derartigen Bremsanlagen können erfindungsgemäße Maschinenelemente in Gestalt von beispielsweise Kugelgewindetrieben eingesetzt werden, um die Rotationsbewegung einer Elektromotor/Getriebeeinheit der Bremsan- lage in eine Translationsbewegung für das Betätigen des eigentlichen Bremsaktuators umzusetzen.

Weitere Vorteile und Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den Zeichnun- gen und der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen. Es zeigen : Fign. 1A und 1B ein erfindungsgemäßes Maschinenelement in unbelastetem und belastetem Zustand ;

Fig. 2 eine elektromechanische Kraftfahrzeugbremse mit einem erfindungsgemäßen Kugelgewindetrieb ; Fig. 3 die mechanische Funktionskurve eines Aktuators der Bremsanlage gemäß Fig.

2 bei Verwendung eines herkömmlichen Kugelgewindetriebs ; und Fig. 4 die mechanische Funktionskurve eines Aktuators der Bremsanlage gemäß Fig.

2 bei Verwendung eines erfindungsgemäßen Kugelgewindetriebs.

In Fig. 1A ist ein Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Maschinenelements 10 in unbelastetem Zustand dargestellt. Bei der Ansicht gemäß Fig. 1A handelt es sich um einen Schnitt senkrecht zur Längsachse z. B. eines Kugellagers, Rollenlagers oder Kugelgewindetriebs.

Das Maschinenelement 10 umfasst ein beispielsweise ringförmiges oder zylindrisches äußeres Bauteil 12 sowie ein koaxial zum äußeren Bauteil 12 angeordnetes und relativ zum äußeren Bauteil bewegliches inneres Bauteil 14. Das innere Bauteil 14 kann beispielsweise die Form eines Rings, eines Zylinders oder einer Stange besitzen.

In einem beispielsweise nut-oder zylinderförmigen Freiraum 15 zwischen dem äußeren Bauteil 12 und dem inneren Bauteil 14 ist eine Mehrzahl von Wälzkörpern 16,18 angeordnet. Bei den Wälzkörpern 16,18 handelt es sich um Kugeln, Rollen oder Kegel mit kreisförmigem Querschnitt.

Wie Fig. 1A entnommen werden kann, besitzen die Wälzkörper 16,18 im unbelaste- ten Zustand des Maschinenelements 10 einen unterschiedlichen Nominaldurchmes- ser. Genauer gesagt ist zwischen je zwei Wälzkörpern 16 größeren Nominaldurch- messers je ein Wälzkörper 18 geringeren Nominaldurchmessers angeordnet. In Fig.

1A ist zu beachten, dass der Durchmesserunterschied zwischen den Wälzkörpern 16 größeren Durchmessers und den Wälzkörpern 18 kleineren Durchmessers übertrie- ben dargestellt ist. Bei typischen Durchmessern im Millimeterbereich liegt der Durchmesserunterschied nämlich nur im Mikrometerbereich. Bei Wälzkörperdurch- messern im Zentimeterbereich könnte der Durchmesserunterschied jedoch auch im Millimeterbereich liegen. Wesentlich ist in jedem Fall, dass der Durchmesserunter- schied zwischen den Wälzkörpern mit dem größten Durchmesser und den Wälzkör- pern mit dem nächst kleineren Durchmesser derart gewählt ist, dass zumindest in maximal belastetem Zustand des Maschinenelements auch die Wälzkörper mit dem nächst kleineren Durchmesser eine Tragfunktion erfüllen können.

Wie Fig. 1A entnommen werden kann, besitzen im unbelasteten bzw. gering belaste- ten Zustand des Maschinenelements 10 ausschließlich die Wälzkörper 16 mit dem größten Durchmesser eine Tragfunktion. Die Wälzkörper 18 geringeren Durchmes- sers hingegen besitzen in unbelastetem bzw. gering belastetem Zustand keine Trag-, sondern ausschließlich eine Trennfunktion. Mittels der Wälzkörper 18 geringeren Durchmessers wird folglich die Reibung zwischen den unter Last stehenden Wälzkör- pern 16 größeren Durchmessers wirkungsvoll reduziert. Ursache hierfür ist u. a. die Tatsache, dass die Wälzkörper 18 geringeren Durchmessers auf jeweils benachbarten Wälzkörpern 16 größeren Durchmessers abrollen und benachbarte Wälzkörper 16 größeren Durchmessers dadurch auf Abstand halten.

Der Durchmesserunterschied zwischen den Wälzkörpern 16 größeren Durchmessers und den Wälzkörpern 18 geringeren Durchmessers sowie das Verhältnis der Anzahl der Wälzkörper 16 größeren Durchmessers zur Anzahl der Wälzkörper 18 geringeren Durchmessers sind derart gewählt, dass sich bei einer vordefinierten Belastung des Maschinenelements 10 die in Fig. 1B dargestellte Situation ergibt. In der in Fig. 1B dargestellten Situation sind die Wälzkörper 16 größeren Durchmessers aufgrund der auf sie wirkenden und auf die Belastung des Maschinenelements 10 zurückgehenden Zwangskräfte soweit elastisch komprimiert, dass die Wälzkörper 18 geringeren Durchmessers gerade beginnen, zusätzlich zu den Wälzkörpern 16 größeren Durch- messers eine Tragfunktion zu erfüllen. Dies ist darauf zurückzuführen, dass sich aufgrund der Belastung des Maschinenelements 10 der Freiraum 15 zwischen dem äußeren Bauteil 12 und dem inneren Bauteil 14 soweit verringert hat, dass der radiale Abstand zwischen dem äußeren Bauteil 12 und dem inneren Bauteil 14 gerade dem Durchmesser der Wälzkörper 18 geringeren Durchmessers entspricht.

Die Wälzkörper 16 größeren Durchmessers, die im unteren Lastbereich tragend wirken, bestehen aus Stahl und besitzen einen Elastizitätsmodul von ungefähr 2 x 105 MPa. Die Wälzkörper 18 geringeren Durchmessers, welche zusätzlich zu den Wälzkörpern 16 größeren Durchmessers in einem oberen Lastbereich eine Tragfunk- tion erfüllen, bestehen aus einem keramischen Werkstoff und besitzen einen Elastizi- tätsmodul von ungefähr 3 x 105 MPa. Aufgrund dieser Materialkombination ergibt sich einerseits ein äußerst weicher Übergang vom unteren Lastbereich zum oberen Lastbereich und andererseits ein äußerst hoher Gesamtlastbereich.

Obwohl bei dem Ausführungsbeispiel gemäß den Fign. 1A und 1B nur zwei Typen von Wälzkörpern 16,18 unterschiedlichen Durchmessers Verwendung finden, könnten auch drei oder mehr Wälzkörpertypen mit drei oder mehr unterschiedlichen Durchmessern zum Einsatz gelangen. In diesem Fall könnte auch ein Wälzkörpertyp verwendet werden, der im gesamten Lastbereich eine Trennfunktion erfüllt. Ein derartiger Wälzkörpertyp entspricht funktionell den aus der DE 42 35 842 C2 bekann- ten Trennkugeln.

Nachfolgend wird die Verwendung des erfindungsgemäßen Maschinenelements 10 gemäß den Fign. 1A und 1B in einer elektromechanischen Bremsanlage, genauer gesagt in einer Schwimmsattel-Scheibenbremse beschrieben.

Die in Fig. 2 dargestellte Schwimmsattel-Scheibenbremse 20 besitzt einen Bremsträ- ger 22 sowie einen bezüglich des Bremsträgers 22 verschieblichen Schwimmsattel 24. Die Scheibenbremse 10 umfasst weiterhin zwei Bremsbacken, welche beidseits an eine in Fig. 2 nicht dargestellte Bremsscheibe anpressbar sind.

Jeder der beiden Bremsbacken besitzt einen auf jeweils einer Trägerplatte 34,36 angeordneten Reibbelag 30, 32. Mittels des jeweiligen Reibbelag 30,32 wirkt jeder der beiden Bremsbacken mit der in Fig. 2 nicht dargestellten Bremsscheibe zusam- men. Während des Zusammenwirkens wird eine in axialer Richtung A entlang der Pfeile B, B'wirkende Klemmkraft erzeugt.

Zur Erzeugung der Klemmkraft ist ein Elektromotor 38 vorgesehen, der eine Motor- wicklung 40 und einen mit einer Motorwelle 42 starr gekoppelten Rotor 44 umfasst.

Die Motorwelle 42 ist mit der Eingangsseite eines Untersetzungsgetriebes 45 verbun- den, dessen Ausgangsseite mit einem erfindungsgemäßen Kugelgewindetrieb 10 zum Umsetzen einer Rotationsbewegung des Elektromotors 38 in eine Translationsbewe- gung gekoppelt ist.

Der Kugelgewindetrieb 10 ist als Spindel-Mutter-Anordnung ausgestaltet und umfasst eine zweiteilige Spindeleinheit 14,46 sowie eine koaxial zur Spindeleinheit 14,46 und radial außen bezüglich dieser angeordnete Mutter 12. Die zweiteilige Spindelein- heit setzt sich aus einem stangenförmigen Spindelelement 46 und einem drehfest mit dem stangenförmigen Spindelelement 46 gekoppelten becherförmigen Spindelele- ment 14 zusammen.

Der Kugelgewindetrieb 10 ist derart ausgebildet, dass eine Rotation der Spindelein- heit 14,46 um die Längsachse A der Scheibenbremse 10 in eine Translationsbewe- gung der Mutter 12 entlang dieser Längsachse A umgesetzt wird. Zu diesem Zweck ist das becherförmige Spindelelement 14 mit einem Außengewinde versehen, wel- ches mittels einer Vielzahl kugelförmiger Wälzkörper 16,18 mit einem komplementä- ren Innengewinde der Mutter 12 zusammenwirkt.

Wird ausgehend von der in Fig. 2 dargestellten Ruhestellung der Scheibenbremse 20 zur Erzeugung einer Klemmkraft der Elektromotor 38 in Betrieb genommen, über- trägt das Untersetzungsgewinde 45 eine Rotationsbewegung der Motorwelle 42 auf die Spindeleinheit 14,46. Die Rotationsrichtung der Spindeleinheit 14,46 ist derart gewählt, dass die mittels der kugelförmigen Wälzkörper 16,18 zusammenwirkende Mutter 12 in Fig. 2 nach rechts bewegt wird. Dabei gelangt eine den Reibbelägen 30, 32 zugewandte Stirnseite der Mutter 12 in Anlage an die dem Reibbelag 30 abge- wandte Oberfläche der Trägerplatte 34. Die Trägerplatte 34 wird daraufhin von der Translationsbewegung der Mutter 50 erfasst und in Richtung des Pfeils B an die in Fig. 2 nicht dargestellte Bremsscheibe angepresst. Aufgrund der konstruktiven Ausgestaltung der Scheibenbremse 10 als Schwimmsattelscheibenbremse wird in Folge des Anpressens des Reibbelag 30 an die Bremsscheibe auch der gegenüber- liegende Reibbelag 32 in Richtung des Pfeils B'an die Bremsscheibe angepresst. Auf diese Weise wird die in Richtung der Pfeile B, B'wirkende Klemmkraft erzeugt.

Zum Abschalten oder Reduzieren der Klemmkraft wird der Elektromotor 38 derart angesteuert, dass die Motorwelle 42 und daher auch die Spindeleinheit 14,46 ihre Rotationsrichtung ändert. In Folge der Umkehr der Rotationsrichtung wird die Mutter 12 in Fig. 2 nach links bewegt und die in Richtung der Pfeile B, B'wirkende Klemm- kraft reduziert.

Wird nun die Klemmkraft über dem Eingangsmoment bzw. dem dazu proportionalen Motorstrom des Elektromotors 38 aufgetragen, so erhält man bei Verwendung eines herkömmlichen Kugelgewindetriebs mit gleich großen Wälzkörpern die in Fig. 3 dargestellte Hysteresekurve. Wünschenswert ist, dass die Hysteresekurve während des Klemmkraftabbaus bis hinunter zu ganz geringen Klemmkräften stets im Bereich eines positiven Eingangsmoments, d. h. selbstlösend, bleibt.

In der Praxis hat sich jedoch gezeigt, dass z. B. bei einem Ausfall der Stromversor- gung für die Elektromotor/Getriebeeinheit 38,45 eine verhältnismäßig hohe Rest-

klemmkraft in der Größenordnung von 5 kN und darüber aufrechterhalten wird.

Dieser in Fig. 3 dargestellte Sachverhalt ist aus Sicherheitsgründen unerwünscht, da die Elektromotor/Getriebeeinheit 38,45 bei einem Ausfall der Stromversorgung die Bremse 20 nicht mehr lösen kann. Sollte eine derartige Situation eine Hinterradbrem- se eines Kraftfahrzeugs betreffen und/oder die Fahrbahnoberfläche einen niedrigen Haftreibwert besitzen, kann der Ausfall der Stromversorgung für die Elektromo- tor/Getriebeeinheit 38,45 zum Blockieren des betroffenen Fahrzeugrads und zu einem instabilen Fahrverhalten führen.

Es hat sich nun herausgestellt, dass die bei herkömmlichen Bremsanlagen auftreten- de, vergleichsweise hohe Restklemmkraft in der Größenordnung von 5 kN und darüber in erster Linie auf Unzulänglichkeiten der verwendeten Kugelgewindetriebe zurückzuführen ist. Eine gewisse Reduzierung der Restklemmkraft lässt sich zwar durch den aus der DE 42 35 842 C2 bekannten Ansatz der zusätzlichen Verwendung von Trennkugeln erzielen. Die bei einer elektromechanischen Bremsanlage auftre- tenden Klemmkräfte in der Größenordnung von 30 kN und darüber erfordern jedoch eine vergleichsweise hohe Anzahl von Tragkugeln, was wiederum eine hohe Anzahl von Trennkugeln voraussetzt und damit die Baulänge des Kugelgewindetriebs in unerwünschtem Maß vergrößert.

Dieses Problem wird mittels eines erfindungsgemäßen Kugelgewindetriebs 10 mit einem Aufbau und einer Funktionalität wie in den Fig. 1A und 1B dargestellt beho- ben. Bei hohen Klemmkräften und einer entsprechend hohen axialen Belastung des erfindungsgemäßen Kugelgewindetriebs 10 besitzen nämlich sämtliche Wälzkörper 16, 18, wie in Fig. 1B dargestellt, vollreihig eine Tragfunktion. Bei einem vergleichs- weise niedrigeren Kraftniveau von unterhalb 10 kN hingegen ergibt sich die in Fig. 1A dargestellte Situation, dass nämlich die Wälzkörper 18 geringeren Durchmessers eine Trennfunktion besitzen und die Reibung zwischen den eine Tragfunktion erfüllenden Wälzkörpern 16 größeren Durchmessers minimieren.

Die Hysteresekurve bei Verwendung des erfindungsgemäßen Kugelgewindetriebs 10 ist in Fig. 4 dargestellt. Wie Fig. 4 entnommen werden kann, beträgt die Restklemm- kraft bei z. B einem Ausfall der Stromversorgung für die Elektromotor/Gewindeeinheit 38,45 weniger als 1 kN. Der erfindungsgemäße Kugelgewindetrieb 10 vereint daher die Vorzüge einer kurzen Bauform, geringer Reibkräfte in gering belastetem Zustand und einer hohen Gesamtbelastbarkeit. Ein weiterer Vorteil des erfindungsgemäßen Kugelgewindetriebs 10 ist die Tatsache, dass aufgrund der reduzierten Reibungsver-

luste im unteren Lastbereich die im Fall einer elektromechanischen Bremsanlage zum Erreichen einer großen Übersetzung wünschenswerten geringen Steigungen reali- sierbar sind, ohne dass nennenswerte Einbußen hinsichtlich des Wirkungsgrads oder des Selbstlöseverhaltens in Kauf genommen werden müssten.

Bei dem der Hysteresekurve von Fig. 4 zugrunde liegenden Kugelgewindetrieb fanden Wälzkörper in Gestalt von Kugeln mit einem Nominaldurchmesser von unge- fähr 2,8 mm einerseits und Kugeln mit einem Nominaldurchmesser von ungefähr 2,6 mm andererseits Verwendung. Der Durchmesserunterschied betrug daher ungefähr 20 pm.