Federeinrichtung, insbesondere für axial federnde Lagerung der Wälzlager von mitlaufenden Körnerspitzen. Die Erfindung betrifft eine Federein richtung, die insbesondere für die axial federnde Lagerung der Wälzlager von mit laufenden Körnerspitzen bestimmt ist. Der artige Federeinrichtungen sind an sich schon in Gestalt von Tellerfedern bekannt, die in ihrer Form und der Schräglage des Quer schnittes etwa dem Randteil eines Tellers entsprechen. Diese Tellerfedern bieten keine zuverlässige Abstützung .der zu lagernden Teile bezw. der Wälzlager, weil sich ihr Aussendurchmesser bei höherer Belastung vergrössert und demgemäss das Einpassen mit entsprechendem Spiel des Aussendurchmessers erfolgen muss.
Ferner steht für die Übertra gung des axialen Druckes nur eine linien- förmige Berührung zwischen .der Tellerfeder und dem Laufring des Wälzlagers einerseits bezw. dem Gehäuse der Körnerspitze ander seits zur Verfügung. Dabei muss -der grösste Durchmesser der Tellerfeder (Anlage auf der einen Seite) wesentlich grösser sein als der kleinste Durchmesser (Anlage auf der an- Bern Seite), damit überhaupt eine genügende federnde Wirkung erzielt wird.
Diese Eigen art der Bauart hat zur Folge, -dass der auf die Laufbahn der Wälzkörper übertragene Druck nicht in gerader Richtung auf das Gehäuse, sondern über die äusserste Kante des Laufringes auf den wesentlich geringe ren Durchmesser der kleinsten Anlage der Feder übertragen wird. Das bedeutet eine hohe Beanspruchung des Laufringes und demgemäss eine Bruchgefahr. Ausserdem kann sich die Lage der Tellerfeder ohne wei teres so verändern, dass sich die Wälzlager schräg zur Mittelachse des Gehäuses einstel len.
Ferner richtet sich auch die Nachgiebig.> keit der Tellerfedern in hohem Masse nach dem Härtegrad, wodurch die Herstellung mit besonderen Schwierigkeiten verbunden ist. Derartine Tellerfedern ,sind auch nur da anwendbar; wo in radialer Richtung ge nügend Platz vorhanden ist, da die federnde Wirkung in der Breite des Materialquer schnittes liegt. Aus den vorstehenden Gründen ist die Anwendung solcher Federn beschränkt und insbesondere für die Einzelabstützung meh rerer abgestufter Wälzlager hintereinander ungeeignet.
Auch die Bruchgefahr solcher Tellerfedern ist gross, und es ist auch zweifel haft, ob solche Federn bei Überlastung wie der in die ursprüngliche Lage zurückgehen.
Für die axiale Abstützung von Wälz lagern umlaufender Körnerspitzen hat man auch ringförmige Wellenfedern vorgeschla gen. Diese bestehen aus geschlossenen Rin gen, die bei gleichbleibendem Querschnitt in axialer Richtung verlaufende Wellen auf weisen. Auch diese Federn haben den Nach teil, dass sich bei Aufnahme des Druckes, -das heisst bei Durchbiegung, der Aussendurch messer -der Feder vergrössert. Sie müssen daher gleichfalls mit Spiel eingesetzt wer den.
Das hat zur Folge, dass sich bei der bei Körnerspitzen üblichen horizontalen Anord nung die Wellenfeder exzentrisch verschiebt, wodurch auch eine exzentrische Abstützung hervorgerufen wird. Ausserdem verändert sich die Steifigkeit der Wellenfeder mit zu nehmendem Druck; je mehr sich die Wellen verflachen, desto geringer wird ihr Wider stand, wodurch schädliche Schwingungen auftreten können.
Gegenüber diesen bekannten Einrichtun gen ist die Federeinrichtung nach der Erfin dung durch einen ebenen Federring gekenn zeichnet, der auf der Ober- und auf,der Un terseite an gegeneinander versetzten Stellen mittels Ansätzen mit ebenen Stirnflächen mit den Widerlagern in kraftschlüssiger Ver bindung steht. Bei einer solchen Federein richtung tritt bei Belastung nur eine un wesentliche Verkleinerung des Durchmessers ein, die aber keine nachteilige Wirkung hat,
weil der Aussendurchmesser in unbelastetem Zustand an der Innenwandung des fest stehenden Hauptkörpers geführt wird und bei eintretender Belastung infolge des auf ihm ruhenden Druckes seine zentrische Lage nicht verändern kann. In der Zeichnung sind zwei Ausfüh- rungsbeispiele nach der Erfindung darge stellt. Es zeigen: Fig. 1 eine Aufsicht auf eine Federein richtung, Fig. 2 eine Vorderansicht, Fig. '3' eine Vorderansicht einer Federein richtung in anderer Ausführung, Fig. 4 einen Längsschnitt durch die La gerung einer Körnerspitze mit verschiedenen Walzlagern und eingebauter Federeinrich tung nach der Erfindung.
In der Zeichnung ist mit 1 ein geschlos sener ebener Federring bezeichnet, der meh rere in gleichem Abstand angeordnete An sätze 2 auf der Oberseite mit ebenen Stirn flächen und eine gleiche Anzahl solcher An sätze 3 auf der Unterseite aufweist. Wie aus der Zeichnung hervorgeht, sind die Ansätze 2 der Oberseite versetzt zu den Ansätzen 3 der Unterseite angeordnet, wobei sich die An sätze 2 in der Mitte zwischen je zwei An sätzen 3 befinden. Die Ansätze 2 stehen bei eingebauter Federeinrichtung mit den Wider lagern in kraftschlüssiger Verbindung.
Diese Federeinrichtung nimmt sehr wenig Raum in Anspruch und ist daher besonders für die federnde Lagerung von Körnerspit zen geeignet. Die Steifigkeit der Federein richtung kann verhältnismässig gross gemacht und durch verschiedene Wahl .des Quer schnittes und der Länge .der Zwischenräume zwischen den einzelnen Ansätzen beliebig verändert werden. Da diese Federeinrichtung in ihrem Querschnitt und den Ansätzen ge nau bemessen werden kann, so wird damit gleichzeitig auch eine gleichbleibende exakte Federwirkung erzielt. Die Druckübertragung erfolgt genau axial. Ein Kippen oder Schräg stellen der Federeinrichtung ist unmöglich, da die gleichmässig verteilten Ansätze eine gute Anlagefläche bieten.
Sowohl die Höhe als auch die Breite des Federquerschnittes können so gering gehalten werden, dass die Baumasse durch Einbau dieser Federeinrich tung nicht erhöht werden, wie es sich deut lich aus Fig. 4 ergibt. Bei diesem Anwen dungsbeispiel bezeichnet 4 die umlaufende Körnerspitze, 5 ein Radialwälzlager, 6 ein Axiakugellager, 7 ein kleineres Axialkugel lager und 8,das Gehäuse. Wie aus der Zeich nung hervorgeht, sind die beiden Axial kugellager 6 und 7 je mittels einer Federein richtung 9 und 10 abgestützt.
Die geringen Querschnittsabmessungen .dieser Einrichtun gen 9 und 10 ermöglichen ohne weiteres die Einzelabstützung mehrerer Axiallager, ohne dass hierdurch eine Vergrösserung der Ge häuseabmessungen eintritt.
Die Federeinrichtung kann, wie in Fig. 1 dargestellt, ein einziges Stück aufweisen. Sie kann aber vorteilhaft auch gemäss Fig. 3 mehrere Teile umfassen, und zwar zwei oder mehrere innenliegende Federringe 11 ohne Ansätze und aussenliegende Federringe 14 und 15 mit Ansätzen 12, 13, die mit ersteren aus einem Stück bestehen. Die Ansätze kön nen auch mit den Federringen 14 (durch Nie ten oder :dergleichen) fest verbunden sein. Diese Bauart hat den Vorteil, dass die Steifig keit der Feder je nach den Erfordernissen durch Aufeinanderlegen von glatten Feder ringen 11 bestimmt werden kann.
Die Feder ringe 11 können aus; Stahlblech ausgestanzt und in beliebiger Anzahl aneinandergereiht sein. Die. Ansätze 12' und 13, können entweder, wie beschrieben, mit den äussern Federringen verbunden oder aber als selbständige Teile am Gehäuse bezw. am Laufring des Wälz lagers befestigt sein. Da bei der Herstellung dieser Federringe keine Strukturveränderung eintritt, ist ihre Haltbarkeit unbegrenzt.
Im übrigen wird zweckmässig die Höhe der Ansätze 2, 3 bezw. 12, 13 so begrenzt, dass bei Auftreten ausser gewöhnlicher Agialdrücke die zwischen den Ansätzen liegenden Teile des Federringes am Gehäuse zur Anlage kommen und damit eine weitere Durchbiegung verhindert wird. Da mit kann ein ungewolltes Lösen des Werk stückes und zugleich auch eine Überbeanspru chung der Federeinrichtung verhindert wer den.
Spring device, in particular for axially resilient mounting of the roller bearings of revolving center points. The invention relates to a Federein direction, which is intended in particular for the axially resilient mounting of the rolling bearings with running grain tips. The like spring devices are already known in the form of disc springs, which in their shape and the inclined position of the cross-section correspond approximately to the edge part of a plate. These disc springs offer no reliable support .der or parts to be stored. the roller bearings, because their outer diameter increases with higher loads and accordingly the fitting must take place with a corresponding clearance of the outer diameter.
Furthermore, for the transmission of the axial pressure, there is only a linear contact between .der disk spring and the race of the roller bearing on the one hand or. the housing of the center point on the other hand. The largest diameter of the disc spring (contact on one side) must be significantly larger than the smallest diameter (contact on the other side) so that a sufficient resilient effect is achieved.
This peculiar nature of the design has the consequence, -that the pressure transmitted to the raceway of the rolling elements is not transmitted in a straight direction to the housing, but via the outermost edge of the race to the much smaller diameter of the smallest system of the spring. This means a high load on the race and, accordingly, a risk of breakage. In addition, the position of the disc spring can easily change in such a way that the roller bearings are set at an angle to the center axis of the housing.
Furthermore, the resilience of the disc springs depends to a large extent on the degree of hardness, whereby the production is associated with particular difficulties. Such disc springs are only applicable there; where there is enough space in the radial direction, since the resilient effect is in the width of the cross-section of the material. For the above reasons, the use of such springs is limited and particularly unsuitable for the individual support of several tiered rolling bearings one behind the other.
The risk of breakage of such disc springs is also great, and it is also doubtful whether such springs will return to their original position when overloaded.
For the axial support of rolling bearings encircling grain tips, annular wave springs have also been proposed. These consist of closed rings that have waves running in the axial direction while maintaining the same cross section. These springs also have the disadvantage that when the pressure is absorbed, that is to say when the spring is bent, the outside diameter of the spring increases. They must therefore also be used with the game.
As a result, the wave spring is shifted eccentrically in the horizontal arrangement that is usual with grain tips, which also creates an eccentric support. In addition, the stiffness of the wave spring changes with increasing pressure; the more the waves flatten, the lower their resistance becomes, which can cause harmful vibrations.
Compared to these known Einrichtun gene, the spring device according to the inven tion is characterized by a flat spring washer, which is on the top and on, the underside at mutually offset points by means of approaches with flat end faces with the abutments in a positive connection Ver. With such a spring device, only an insignificant reduction in diameter occurs under load, but this has no adverse effect.
because the outside diameter is guided in the unloaded state on the inner wall of the stationary main body and cannot change its central position when a load occurs due to the pressure resting on it. The drawing shows two exemplary embodiments according to the invention. 1 shows a plan view of a spring device, FIG. 2 shows a front view, FIG. 3 'shows a front view of a spring device in a different embodiment, FIG. 4 shows a longitudinal section through the bearing of a center punch with various roller bearings and built-in spring device device according to the invention.
In the drawing, 1 denotes a closed planar spring ring, which has several equally spaced sets of 2 on the top with flat end faces and an equal number of such sets 3 on the bottom. As can be seen from the drawing, the approaches 2 of the top are offset from the approaches 3 of the bottom, with the sets 2 in the middle between two sets of 3 are located. The approaches 2 are in a non-positive connection with the abutment when the spring device is installed.
This spring device takes up very little space and is therefore particularly suitable for the resilient storage of Körnerspit zen. The rigidity of the spring device can be made relatively large and can be changed as required by different choices of the cross-section and the length of the spaces between the individual approaches. Since this spring device can be precisely dimensioned ge in its cross-section and the approaches, a constant, exact spring effect is achieved at the same time. The pressure is transmitted exactly axially. Tilting or tilting the spring device is impossible, since the evenly distributed lugs offer a good contact surface.
Both the height and the width of the spring cross-section can be kept so small that the structural dimensions are not increased by installing this spring device, as can be clearly seen from FIG. In this application example, 4 designates the circumferential center point, 5 a radial roller bearing, 6 an axial ball bearing, 7 a smaller axial ball bearing and 8, the housing. As can be seen from the drawing voltage, the two axial ball bearings 6 and 7 are each supported by means of a Federein device 9 and 10.
The small cross-sectional dimensions of these devices 9 and 10 enable several axial bearings to be supported individually without this increasing the housing dimensions.
As shown in FIG. 1, the spring device can have a single piece. However, it can advantageously also comprise several parts according to FIG. 3, namely two or more internal spring rings 11 without extensions and external spring rings 14 and 15 with extensions 12, 13 which are made in one piece with the former. The approaches can be firmly connected to the spring washers 14 (th by Nie or: the like). This type of construction has the advantage that the stiffness of the spring can be determined by placing smooth spring rings 11 on top of one another, depending on the requirements.
The spring rings 11 can be made from; Sheet steel punched out and strung together in any number. The. Approaches 12 'and 13 can either, as described, be connected to the outer spring washers or bezw as independent parts on the housing. be attached to the race of the roller bearing. Since there is no structural change in the production of these spring washers, their durability is unlimited.
In addition, the amount of approaches 2, 3 respectively is appropriate. 12, 13 so limited that, when unusual axial pressures occur, the parts of the spring ring located between the lugs come to rest on the housing and further deflection is thus prevented. This can prevent unwanted loosening of the work piece and at the same time overloading the spring device.