Lager mit in ein Gehäuse eingesetzter Lageraufnahmescheibe für die Lagerzapfen eines Dreirollensystems zur spielfreien Lagerung einer rasch laufenden Spindel Es ist bekannt, eine rasch laufende Spindel, z. B.
eine Schleifspindel,, an mindestens zwei Stellen. zwi schen drei im Kreis um die Lagerachse angeordneten drehbaren Rollen, deren Durchmesser erheblich grösser ist als der Spindeldurchmesser, spielfrei zu lagern. Die Lagerzapfen des Dreirollensystems stützen sich hierbei in zwei in ein Lagergehäuse ein gesetzten Lageraufnahmescheiben ab. Da die über tragung der Drehbewegung zwischen den Rollen und der Spindel, gleich ob die Rollen auf angetriebenen Wellen sitzen oder die Spindel unmittelbar angetrie ben ist, indem sie z.
B. ein Turbinenrad oder einen in einem elektromagnetischen Feld drehenden Läufer trägt, durch Abwälzen erfolgt, muss eine ständige Anpresskraft zwischen den Rollen und der Spindel vorhanden sein. Hierzu hat man bereits eine der drei Lagerstellen jeder Lageraufnahmescheibe in ra dialer Richtung federnd nachgiebig angeordnet.
Bei bekannten Ausführungen solcher Lager ist die federnd nachgiebige Lagerstelle der Lager aufnahmescheiben in einem besonderen Körper vor gesehen, der in einer .radialen Führung der Scheibe gegen Federkraft verschiebbar ist. Diese Anordnung ist umständlich und teuer und lässt sich in kleinen Abmessungen nicht durchführen. Ausserdem kann sich der Lagerkörper in seiner Führung. verklemmen.
Es ist auch schon vorgeschlagen worden, die La geraufnahmescheiben durch Anbringen von Aus- nehmungen federnd auszubilden. Hierbei ist darauf zu achten, dass einmal die Federung ausreicht, um die durch Schmierkeilwirkung und Erwärmung wäh rend des Laufes entstehenden Spannungen im Lager körper abzufangen und Verschleiss auszugleichen und zum andern die auftretenden Spannungen von der geometrischen Genauigkeit des Lagergehäuses und dessen Verspannung in der Maschinenhalterung sowie von der Drehrichtung unabhängig sind.
Gemäss der Erfindung sollen diese Forderungen in ihrer Gesamtheit dadurch erfüllt sein, dass bei einer Lageräufnahmescheibe mit drei im Kreis um die Lagerachse angeordneten Lagerstellen, von denen eine in radialer Richtung federnd nachgiebig aus gebildet ist, ein die federnd nachgiebige Lagerstelle bildender, von der Wand des Lagergehäuses ab stehender ringförmiger Scheibenteil mit einem die beiden Festlagerstellen enthaltenden, mindestens den halben lichten Querschnitt des Lagergehäuses füllen den Scheibenteil nur durch zwei Stege Verbindung hat,
die von einander gegenüberliegenden Stellen des ringförmigen Scheibenteils mit spiegelbildlichem Verlauf zur gemeinsamen Achsebene dieses Schei benteils .und der Spindel ausgehen und an bei der Wand des Lagergehäuses. gelegenen Stellen in den andern Scheibenteil übergehen. Die Stege können wie Blattfedern wirken und eine federnde Brücke bilden, in deren Mitte der ringförmige Scheibenteil innerhalb eines Leerraumes des Lagergehäuses aufgehängt ist und die sich beiderseits an einem starren Teil ab stützt, der gegenüber den vom Lagergehäuse her wirkenden Kräften unempfindlich ist.
Der ringförmige Scheibenteil kann dann unabhängig von den von seiten des Lagergehäuses herrührenden Krafteinflüs sen in genau radialer Richtung federn, so d ass auch die Drehrichtung auf den Anpressdruck zwischen Rollen und Spindel keinen Einfluss hat. Die Fede rungseigenschaften können durch mannigfache Ge- staltungsmöglichkeiten für die Materialstege in weiten Grenzen ausgewählt werden.
Besonders günstig ist eine Ausführungsform, bei der die Stellen, an denen die Stege in den die beiden Festlagerstellen enthaltenden Scheibenteil übergehen, in einer zur gemeinsamen Achsebene der Festlager stellen parallelen Ebene liegen, die wenigstens an nähernd durch die Spindelachse geht. Hierbei wer den die, Wärmedehnungen des Systems ausschliesslich durch eine gleichlaufende Wärmedehnung der Stege kompensiert, die in der gleichen Richtung und im gleichen Ausmass wie das aus der Spindel und den Lagerrollen bestehende System bei Erwärmung wachsen.
Die Lageraufnahmescheibe kann verhältnismässig billig nach bekannten Verfahren als Präzisionsguss- stück hergestellt sein.
Die Dämpfungseigenschaften des Lagers lassen sich dadurch erheblich verbessern, dass man den freien Raum zwischen dem ringförmigen Scheibenteil und dem die Festlagerstellen enthaltenden Scheiben teil und/oder den freien Raum innerhalb des Lager gehäuses ganz oder teilweise mit einem schwingungs dämpfenden Werkstoff ausfüllt, beispielsweise durch Aufvulkanisieren von ölbeständigem Gummi auf die entsprechenden Partien der Lageraufnahmescheibe.
Die Erfindung wird nachstehend anhand von in der Zeichnung dargestellten Beispielen erläutert. Es zeigen: Fig. 1 einen Längsschnitt durch ein Lager und Fig. 2 bis 6 Schnitte nach Linie II-II der Fig. 1 bei verschiedenen Ausführungsformen der Lager aufnahmescheibe.
Das Lager besitzt ein an seiner Innenseite zylin drisches Lagergehäuse 1, das an ,seinen beiden Stirn seiten durch Deckel 2 und 3 öldicht abgeschlossen ist. Die in der Achse des Lagergehäuses 1 liegende Spindel 4, z. B. eine Schleifspindel, ist innerhalb des Lagergehäuses beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 an zwei Stellen zwischen drei Rollen 5, 6, 7 gelagert, deren Durchmesser erheblich grösser ist als der Spin- deldurchmesser. Die gleichliegenden Rollen beider Rollensätze ,sitzen auf Wellen 8, 9, 10, mit denen sie zweckmässig aus einem Stück bestehen.
Die Rollen wellen 8, 9, 10 sind beiderseits in, Lageraufnahme scheiben 11 gelagert. Die Lagerung der Wellen ge schieht in Wälzlagern, die in Aufnahmebohrungen 12, 13, 14 der Lageraufnahmescheiben 11 eingesetzt sind. Die beiden Lageraufnahmescheiben 11 sind im Lagergehäuse 1 durch in Nuten 15 eingreifende Haltemittel 16 in bezüglich ihrer Aufnahmebohrun- gen 12, 13, 14 übereinstimmender Lage gehalten und gegen Verdrehen gesichert.
Der Antrieb wird in die Rollenwellen 8, 9, 10 eingeleitet, die hierzu auf den durch den einen Gehäusedeckel 3 hindurchgeführten Enden Riemenscheiben 17, 18 und 19 tragen, die von einem gemeinsamen Triebriemen umschlossen sein können. Zweckmässig ist die auf der Antriebs seite befindliche Lageraufnahmescheibe 11 im Lager gehäuse 1 in Achsrichtung festgelegt und dis andere Lageraufnahmescheibe in Achsrichtung verschiebbar, so dass sie axialen Wärmedehnungen des Lager einbaues nachgeben kann.
Die beiden Lageraufnahmescheiben 11 haben einen starren Teil 21, der etwas mehr als die Hälfte des lichten Querschnittes des Lagergehäuses 1 aus füllt. In dem Scheibenteil 21 sind die zwei Auf nahmebohrungen 12 und 13 vorgesehen. Die dritte Lageraufnahmebohrung 14 befindet sich in einem ringförmigen Scheibenteil 22, der von dem an der Wand des Lagergehäuses 1 anliegenden Scheibenteil 21 oberhalb der Spindel 4 getrennt ist und ausserdem in dem Leerraum oberhalb des Scheibenteils 21 frei liegt, also mit der Wand des Lagergehäuses 1 keine Berührung hat.
Von dem Ringteil 22 gehen an zwei einander ungefähr diametral gegenüberliegenden Stellen 23, die in einer zur gemeinsamen Achsebene 24 der beiden Aufnahmebohrungen 12 und 13 par allelen Ebene 25 liegen, dünnwandige Materialstege 26 aus, die in Randnähe an den Stellen 27 in den Scheibenteil 21 übergehen, und zwar mit spiegelbild lichem Verlauf zu der durch die Achse der dritten Lageraufnahmebohrung 14 und der Spindel 4 geleg ten Ebene 28. Die Stege 26 wirken wie Blattfedern und bilden eine federnde Brücke, in deren Mitte der Ringteil 22 der Lageraufnahmescheibe aufgehängt ist. Hierdurch ist der Ringteil 22 und damit die in ihm gelagerte Rollenwelle 10 in genau radialer Rich tung zur Achse der Spindel 4 federnd nachgiebig.
Der Scheibenteil 21 ist gegenüber den Kräften, die von innen her über die Spindel 4 und von aussen vom Lagergehäuse her auf ihn einwirken, praktisch starr. Die in dem Scheibenteil 21 in die Bohrungen 12 und 13 eingebauten Wälzlager sind dadurch Festlager. In folge des starren Verhaltens des Scheibenteils 21 können auch vom Lagergehäuse 1 z. B. durch dessen Verspannung in der Maschinenhalterung ausgeübte Kräfte auf die Federung der Materialstege 26 keinen Einfluss haben.
Beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 liegen die Anschlussstellen 23 und 27 der dünnwandigen Stege 26 an dem ringförmigen Scheibenteil 22 und an dem die Festlager enthaltenden Scheibenteil 21 in ein und derselben, zur gemeinsamen Achsebene 24 der Festlager parallelen Ebene 25. Die Materialstege 26 können, wie in Fig. 2 links dargestellt, eben sein, also vollständig in der Ebene 25 verlaufen. Die Federung der Materialstege 26 kann dadurch weicher gestaltet sein, dass sie, wie es in Fig. 2 rechts dargestellt ist, mit quer zu ihrer Hauptrichtung verlaufenden Wellungen 29 versehen sind.
Fig. 3 zeigt eine Ausführungsform, bei der die Stellen 27, an denen die dünnwandigen Stege 26 in den die Festlager enthaltenden starren Scheibenteil 21 übergehen, in einer zur gemeinsamen Achsebene der Festlager parallelen Ebene liegen, die ungefähr durch die Achse der Spindel 4 hindurchgeht. Die Materialstege 26 sind hierbei rechtwinklig abgebogen. Die beiden Schenkel der Materialstege 26 sind mit 26' und 26" bezeichnet. Der parallel zur gemein samen Achsebene 28 des Lagerringteils 22 und der Spindel 4 verlaufende Schenkel 26' wächst bei Er wärmung im Betrieb in gleichem Masse wie der Ab stand zwischen den Achsen des Lagerringteils 22 und! der Spindel 4.
Hierdurch ist der Anpressdruck zwischen den Rollen 5, 6, 7 und der Spindel 4 von der im Betrieb auftretenden Erwärmung praktisch unabhängig.
Auch bei dieser Ausführungsform kann die ge genüber der Ausführungsform nach Fig. 2 an sich schon weichere Federung durch eine Wellung 29 der Materialstege 26 noch weicher gestaltet sein. In Fig. 4 ist die Wellung 29 in dem an den Lagerring teil 22 anschliessenden Schenkel 26" und in Fig. 5 in dem an den starren Scheibenteil 21 anschliessenden Schenkel 26' vorgesehen.
Beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 6 verlaufen die gegebenenfalls gewellten dünnwandigen Stege 26 in etwa radialer Richtung zu dem ringförmigen Schei benteil 22 in einem spitzen Winkel zur gemeinsamen Achsebene 24 der beiden Festlager. Auch hier hat die Wärmedehnung der Stege eine zur gemeinsamen Achsebene 28 des Ringteils 22 und der Spindel 4 parallele Komponente,, so dass der Einfluss der Wärmedehnungen auf den Anpressdruck zwischen den Rollen 5, 6, 7 und der Spindel 4 praktisch aus geschaltet ist.
Die Leerräume zwischen dem ringförmigen Schei- benteil 22 und dem die Festlager enthaltenden Schei benteil 21 undloder die Leerräume des Lager gehäuses 1 sind bei den Ausführungsbeispielen ganz oder teilweise durch- schwingungsdämpfende Werk stoffe ausgefüllt, die in den Fig. 2 und 3 durch kreuz- schraffierte Flächenstücke 30 angedeutet sind.
Als schwingungsdämpfender Werkstoff kommt vornehm lich ölbeständiger Gummi in Betracht, der auf die Lageraufnahmescheibe aufvulkanisiert sein kann.
Bearing with inserted in a housing bearing receiving disc for the bearing pin of a three-roller system for backlash-free storage of a fast-running spindle. B.
a grinding spindle ,, in at least two places. between three rotatable rollers arranged in a circle around the bearing axis, the diameter of which is considerably larger than the spindle diameter, to be stored without play. The trunnions of the three-roller system are supported in two bearing mounting disks set in a bearing housing. Since the transmission of the rotary movement between the rollers and the spindle, regardless of whether the rollers sit on driven shafts or the spindle is directly driven by ben by z.
B. a turbine wheel or a rotor rotating in an electromagnetic field, is carried out by rolling, there must be a constant contact pressure between the rollers and the spindle. For this purpose, one of the three bearings of each bearing receiving disc has already been arranged resiliently in a ra dialer direction.
In known designs of such bearings, the resilient bearing point of the bearing washers are seen in a special body, which is displaceable against spring force in a radial guide of the disk. This arrangement is cumbersome and expensive and cannot be carried out in small dimensions. In addition, the bearing body can be in its leadership. jam.
It has also been proposed to design the bearing mounting disks to be resilient by making recesses. It is important to ensure that the suspension is sufficient to absorb the stresses in the bearing body caused by the lubricating wedge effect and heating during the run and to compensate for wear, and to compensate for the stresses that arise from the geometrical accuracy of the bearing housing and its bracing in the machine bracket as well are independent of the direction of rotation.
According to the invention, these requirements should be met in their entirety in that, in a bearing receiving disk with three bearing points arranged in a circle around the bearing axis, one of which is formed resiliently in the radial direction, a resilient bearing point forming the resilient bearing point, from the wall of the Bearing housing from a standing annular disc part with a containing the two fixed bearing points, fill at least half the clear cross-section of the bearing housing, the disc part is only connected by two webs,
from opposite points of the annular disc part with a mirror image course to the common axial plane of this disc part .und the spindle and proceed to the wall of the bearing housing. pass into the other part of the disc. The webs can act like leaf springs and form a resilient bridge, in the middle of which the annular disc part is suspended within an empty space of the bearing housing and which is supported on both sides on a rigid part that is insensitive to the forces acting from the bearing housing.
The ring-shaped disk part can then spring in an exactly radial direction independently of the force influences originating from the bearing housing, so that the direction of rotation has no influence on the contact pressure between the rollers and the spindle. The suspension properties can be selected within wide limits through a wide range of design options for the material webs.
An embodiment is particularly favorable in which the points at which the webs merge into the disk part containing the two fixed bearing points lie in a plane parallel to the common axis plane of the fixed bearing that goes at least approximately through the spindle axis. Here who the, the thermal expansion of the system is compensated exclusively by a concurrent thermal expansion of the webs, which grow in the same direction and to the same extent as the system consisting of the spindle and the bearing rollers when heated.
The bearing receiving disk can be manufactured relatively cheaply by known methods as a precision casting.
The damping properties of the bearing can be considerably improved by completely or partially filling the free space between the annular disk part and the disk containing the fixed bearing points and / or the free space within the bearing housing with a vibration-damping material, for example by vulcanizing oil-resistant rubber on the corresponding parts of the bearing washer.
The invention is explained below with reference to the examples shown in the drawing. 1 shows a longitudinal section through a bearing and FIGS. 2 to 6 show sections along line II-II in FIG. 1 in various embodiments of the bearing receiving disk.
The bearing has a cylin drical bearing housing 1 on its inside, which is completed oil-tight on its two front sides by cover 2 and 3. The spindle 4 lying in the axis of the bearing housing 1, e.g. B. a grinding spindle is mounted inside the bearing housing in the embodiment of FIG. 1 at two points between three rollers 5, 6, 7, the diameter of which is considerably larger than the spindle diameter. The identical roles of both sets of rollers sit on shafts 8, 9, 10, with which they are conveniently made of one piece.
The roller shafts 8, 9, 10 are on both sides in, bearing mount discs 11 mounted. The storage of the waves ge happens in rolling bearings that are inserted into the mounting bores 12, 13, 14 of the bearing washers 11. The two bearing mounting disks 11 are held in the bearing housing 1 by retaining means 16 engaging in grooves 15 in a corresponding position with regard to their mounting bores 12, 13, 14 and secured against rotation.
The drive is introduced into the roller shafts 8, 9, 10, which for this purpose carry belt pulleys 17, 18 and 19 on the ends passed through the housing cover 3, which pulleys can be enclosed by a common drive belt. Appropriately located on the drive side bearing receiving disc 11 is fixed in the bearing housing 1 in the axial direction and dis other bearing receiving disc displaceable in the axial direction so that it can give way to axial thermal expansion of the bearing installation.
The two bearing washers 11 have a rigid part 21 which fills a little more than half of the clear cross section of the bearing housing 1 from. In the disc part 21, the two receiving bores 12 and 13 are provided. The third bearing receiving bore 14 is located in an annular disk part 22, which is separated from the disk part 21 resting on the wall of the bearing housing 1 above the spindle 4 and is also exposed in the empty space above the disk part 21, i.e. none with the wall of the bearing housing 1 Has touch.
Thin-walled material webs 26 extend from the ring part 22 at two approximately diametrically opposite points 23, which lie in a plane 25 par allelic to the common axis plane 24 of the two receiving bores 12 and 13, which merge into the disk part 21 near the edge at the points 27 , with a mirror-image Lichem course to the laid through the axis of the third bearing mounting hole 14 and the spindle 4 th level 28. The webs 26 act like leaf springs and form a resilient bridge, in the middle of which the ring part 22 of the bearing receiving disc is suspended. As a result, the ring part 22 and thus the roller shaft 10 mounted in it is resiliently resilient in exactly radial direction to the axis of the spindle 4.
The disk part 21 is practically rigid with respect to the forces which act on it from the inside via the spindle 4 and from the outside from the bearing housing. The roller bearings built into the bores 12 and 13 in the disk part 21 are therefore fixed bearings. In consequence of the rigid behavior of the disc part 21 can also from the bearing housing 1 z. B. forces exerted by its bracing in the machine holder on the suspension of the material webs 26 have no influence.
In the embodiment according to FIG. 2, the connection points 23 and 27 of the thin-walled webs 26 on the annular disk part 22 and on the disk part 21 containing the fixed bearings are in one and the same plane 25 parallel to the common axis plane 24 of the fixed bearings. The material webs 26 can, as shown on the left in FIG. 2, be flat, that is to say extend completely in plane 25. The suspension of the material webs 26 can be made softer in that they are provided with corrugations 29 running transversely to their main direction, as shown on the right in FIG. 2.
3 shows an embodiment in which the points 27 at which the thin-walled webs 26 merge into the rigid disk part 21 containing the fixed bearings lie in a plane parallel to the common axial plane of the fixed bearings, which extends approximately through the axis of the spindle 4. The material webs 26 are here bent at right angles. The two legs of the material webs 26 are denoted by 26 'and 26 ". The leg 26', which runs parallel to the common axis plane 28 of the bearing ring part 22 and the spindle 4, grows when heated during operation to the same extent as the distance between the axes of the Bearing ring part 22 and! Of the spindle 4.
As a result, the contact pressure between the rollers 5, 6, 7 and the spindle 4 is practically independent of the heating that occurs during operation.
In this embodiment, the ge compared to the embodiment of FIG. 2 per se already softer springing by a corrugation 29 of the material webs 26 can be made even softer. In Fig. 4, the corrugation 29 is provided in the leg 26 "adjoining the bearing ring part 22 and in FIG. 5 in the leg 26 'adjoining the rigid disk part 21.
In the embodiment according to FIG. 6, the optionally corrugated thin-walled webs 26 extend in approximately radial direction to the annular disc part 22 at an acute angle to the common axis plane 24 of the two fixed bearings. Here, too, the thermal expansion of the webs has a component parallel to the common axial plane 28 of the ring part 22 and the spindle 4, so that the influence of the thermal expansion on the contact pressure between the rollers 5, 6, 7 and the spindle 4 is practically switched off.
The empty spaces between the annular disk part 22 and the disk part 21 containing the fixed bearing and / or the empty spaces of the bearing housing 1 are completely or partially filled with vibration-damping materials in FIGS. 2 and 3 by cross-hatched materials Surface pieces 30 are indicated.
As a vibration-damping material, oil-resistant rubber comes into consideration, which can be vulcanized onto the bearing disc.