Elastische Bettang für Wälztraglager Die vorliegende Erfindung betrifft eine elastische Bettung für Wälzlager. Eine solche elastische Bet- tung vermag infolge gleichmässigerer Verteilung der Be lastung die Tragfähigkeit des Lagers zu erhöhen. Die Erfindung betrifft eine Bettung mit einem zwischen dem Aussenring des Wälzlagers und dem dieses Lager tragenden Bauteil angeordneten elastischen Zwischenkörper.
Es gibt Bettungen, bei denen der elastische Zwi schenkörper zwischen dem das Wälzlager tragenden Bauteil und dem Wälzlager nur mit geringerer Vor spannung, wie sie eben beim Einbau erzielt werden kann, eingebracht ist. Solche Anordnungen vermögen nicht die Belastbarkeit des Lagers gegenüber einem normal eingebauten Wälzlager zu steigern. Es wird praktisch nur eine Federung erreicht.
Es ist bereits für Förderbandrollen vorgeschlagen worden, zwischen dem Aussenring des Tragwälz- lagers und dem Mantel der Förderrolle einen elasti schen, unter axialem Vorspanndruck stehenden Zwi schenkörper vorzusehen. Es ist jedoch in diesem Fall nicht dafür gesorgt, dass der Aussenring des Wälzlagers unmittelbar am elastischen Zwischenkör per anliegt; er liegt vielmehr an einem Paar von Schalen an, die axial zusammengepresst werden, um den im Abstand vom Aussenring des Wälzlagers an geordneten elastischen Körper zu deformieren und so zwischen sich und den Innenumfang der Trag rolle zu klemmen.
Da sich diese Schalen unmittelbar gegen den Wälzlageraussenring anlegen und ihn stützen, bilden sie für ihn ein mehr oder minder starres Auflager. Die Tragfähigkeit eines Wälzlagers kann aber nur dadurch vergrössert werden, dass bei Wahrung einer genügenden Tragfähigkeit der äusseren Wälzlagerunterstützung dem Aussenring des Wälz lagers eine gewisse Nachgiebigkeit in Richtung der Lagerbelastung, also quer zur Achse des Lagers gewährt wird, was nur dann der Fall ist, wenn für eine elastische Stützung des Aussenringes des Wälz lagers gesorgt wird.
Eine solche Deformation des Aussenringes führt praktisch dazu, dass zur Übertragung der Lagerbe lastung von der gelagerten Welle zum Rahmen der Maschine oder dem sonstigen den Druck aufnehmen den Bauteil mehr Wälzkörper herangezogen werden als bei Unterbleiben dieser Deformation; man kann sich dies so vorstellen, dass sich der Aussenring ge wissermassen an die Umhüllende der Wälzkörper an schmiegt.
Es ist also die Kombination eines unmittel bar am Aussenring des Wälzlagers anliegenden elasti schen Körpers mit der Möglichkeit, diesen genügend stark unter Axialpressung zu halten, welche, von der bekannten elastischen Ausführung mit blosser Stoss dämpfung ausgehend, nunmehr auch noch eine we sentliche Vergrösserung der Tragfähigkeit des Lagers ergibt.
In den schematischen Zeichnungen sind Aus führungsbeispiele der Erfindung dargestellt. In diesen dienen die Fig. 1 mit ihrem in Fig. 2 dargestellten Seitenriss, der ein Schnitt nach Linie II-II der Fig. 1 ist, sowie die Fig.3 und 4 der allgemeinen Er läuterung des Grundgedankens der Erfindung; die Fig.5-8 zeigen verschiedene Ausführungsmöglich keiten der Erfindung, im wesentlichen in Beschrän kung auf die elastischen Zwischenkörper, die im Schnitt gezeigt sind.
Die Fig. 9-11 dienen der Er läuterung einer weiteren Ausgestaltung der Er findung.
In Fig. 1 und 2 erkennt man ein aus Innenring 1, Aussenring 2 und den Wälzkörpern 3 bestehendes Wälzlager, das die Verbindung zwischen der Welle 4 und dem das Lager tragenden Bauteil 5 über einer elastischen Zwischenkörper 6 herstellt. Der elastische Zwischenkörper 6 steht mittels Zugschrauben 7, welche die Löcher 6a durchsetzen und über Druck ringe 8 auf den Zwischenkörper 6 wirken, unter axialer Pressung.
Betrachtet man Fig. 1 und nimmt man vorerst an, dass die Teile 1, 2, 3 starr sind und auch der Zwischenkörper 6 starr ist, so ist ersichtlich, dass im wesentlichen die Kugel 3a eine angenommenerweise lotrechte Lagerbelastung zu übertragen hat. Praktisch verbessern sich die Verhältnisse dadurch, dass sich die Kugel 3a durch die Belastung etwas elastisch ab plattet und sich in den Laufring geringfügig einpresst, so dass auch die benachbarten Kugeln, ebenfalls unter geringer Deformation, an der Übertragung der Lager belastung beteiligt sind. Die dadurch erzielte Ver teilung der wirkenden Nutzlast ist unbefriedigend.
Sie kann wesentlich vergrössert werden, wenn der Körper 6 aus elastischem Material besteht, so dass er eine im wesentlichen elliptische Deformation des Aussenringes 2 zulässt, damit sich dieser gegen eine grössere Zahl von Wälzkörpern mit nahezu gleicher Kraft anlegen kann, ohne dass die letzteren sich in die Laufrinne des Aussenringes einpressen, was die Tragfähigkeit des Lagers wensentlich erhöht.
Obgleich diese Massnahmen eine nicht unwesent liche Vergrösserung der Tragfähigkeit eines Wälz lagers erlauben, ist es durch sie noch nicht möglich, weitere in der Konstruktion gelegene Möglichkeiten der Erhöhung der Lagerbelastung auzuschöpfen, und es ist gefunden worden, dass für diese Beschränkung folgende Umstände massgeblich sind: Die Druckverteilung unter der Lagernutzlast ist ähnlich der Druckverteilung unter der axialen Vor spannkraft. In Fig.3 ist die Druckverteilung für einen Zwischenkörper 6 mit Rechteckquerschnitt, welcher unter der Axialvorspannung P steht, die über den Vorspannring 8 wirkt, ersichtlich.
Unter dem Einfluss der Axialvorspannung deformiert sich der Querschnitt des Körpers 6 tonnenförmig und baut über den Lageraussenring 2 eine Lastlinie q auf. Der Ring 2 biegt sich dadurch in der Quer richtung etwa nach der elastischen Linie y. Diese Querkrümmung des Lagerringes verschlechtert die Laufeigenschaften des Wälzlagers.
In Fig. 4 ist ein profilierter elastischer Zwischen körper 6 erkennbar, der, unter eine Vorspannung P gesetzt, eine Lastlinie q1 aufbauen wird, die der Querschnittsform des Aussenringes besser entspricht und dadurch nicht zu einer störenden Querver formung desselben führt. Die elastische Linie y1 ist dann ungefähr gerade.
Da die Lagernutzlast bei elastischen Bettungen zum grössten Teil durch Gewölbewirkungen über den Zwischenkörper abgetragen wird, gelten für diese Lagernutzlast die gleichen Feststellungen über die Querbiegungen des Kugellageraussenringes wie soeben dargelegt und ebenso die daraus folgenden Ein flüsse auf die Laufeigenschaften des Wälzlagers. Eine weitere Folge der Druckverteilung nach Fig. 3 be steht darin, dass sich das System aus Zwischenkörper 6 und Lagerring 2 in einem Zustand des labilen Gleichgewichtes befindet;
denn bei jedem Kippen wird Verformungsenergie frei, da ja nur unbelastete Randzonen des elastischen Zwischenkörpers stärker gedrückt werden, hingegen die stark belastete Mittel zone von den Spannungen freimachen kann. Bei der Druckverteilung nach Fig. 4 ist infolge der grösse ren Drücke in den Aussenzonen diese Schwierigkeit vermieden. Diese Schwierigkeiten sind es, die es auch bei den eingangs genannten bekannten Vor schlägen nicht erlauben, die Tragfähigkeit des Wälz lagers besser auszunützen. Der elastische Zwischen körper 10 weist deshalb ein Profil auf, welches, unter Druck in Richtung der Pfeile P gesetzt, auf den Aussenring 2 eine Last ausübt, die etwa nach der Linie q1 verläuft.
Neben der nun möglichen Er höhung der zulässigen Lagerbelastung gestattet diese Bettung einen Ausgleich aller Masstoleranzen, womit die Schwierigkeiten überwunden sind, die mit der Herstellung der Kugellagersitze einhergehen. Es braucht dann nicht nur die Bohrung im Bauteil 5, sondern auch der Aussenring 2 des Wälzlagers aussen- seitig nicht weiter bearbeitet zu werden, woraus sich Verbilligungen ergeben.
Die Lagerbettung ist auch imstande, das Wälz lager weitestgehend gegen Schläge zu sichern; ferner werden durch die aufgebrachte hohe Vorspannung des Lagers in radialer Richtung Schwingungen ver hindert. Hingegen ist eine Auslenkung des Lagers in axialer Richtung, wie dies z. B. zur Aufnahme von Wärmedehnungen notwendig ist, unabhängig von der grossen Vorspannung durchaus möglich, da im wesentlichen nur der Schubwiderstand der übergangs- zone zwischen Bett und Maschinenteil massgebend ist.
Durch die erhöhten Druckspannungen in den Randzonen ist ausserdem das Lager gegen Kippen stabil eingebaut.
Die Fig. 5 zeigt eine Bettung mit einem elasti schen Zwischenkörper 11, der im unbelasteten Zu stand ein Rechteckprofil aufweist. Dieser Zwischen körper enthält zwei im Abstand von den Stirnflächen 11a und von der zur Achse des Zwischenkörpers senkrechten Symmetrieebene verlaufende Blechein lagen 12, die mit dem Gummikörper auch einen ein zigen Bauteil bilden können; eine dritte solche Ein lage 13 ist in der genannten Symmetrieebene an geordnet. Da die Abstände dieser Einlagen unter einander verschieden sind, entsteht, bei Belastung durch Kräfte P, eine Kraftverteilung nach Linie h mit Minimalwerten in den Ebenen der Ein lagen 12, 13.
Der elastische Ringkörper 14 der Fig.6 weist dehnungsfeste Einlagen 15 auf, zweckmässig aus Me tall, deren Profil Schubflächen 15a zeigt, die bei in Axialrichtung des Wälzlagers erfolgender Pressung P des .Zwischenkörpers 14 ein stärkeres Ausweichen seiner Randteile in Richtung zum Wälzlageraussenring bewirken, als dies für den Innenteil der Fall ist.
Im Sinne einer anderen Ausgestaltung der Grund idee kann es zweckmässig sein, wenn der Zwischen körper in radialer Richtung das Verhalten eines inhomogenen elastischen Körpers zeigt, derart, dass seine axiale Druckbeanspruchung, betrachtet über seine Radialerstreckung, sowie auch das Federungs verhalten unterschiedlich sind. Um dies zu erreichen, könnte man, wie aus Fig. 6 ersichtlich, Druckglieder 16 verwenden, welche nicht mit ebenen, sondern profilierten Stirnflächen 16a auf den Zwischenkörper 14 pressen.
Fig.7 zeigt eine erfindungsgemässe Bettung, in der einer der Druckringe 18 zu einem Lagerdeckel ausgestaltet ist, und Fig. 8 eine Abänderung insofern, als der elastische Körper 21 nicht von Zugschrauben durchsetzt ist, sondern ein zu einem Lagerdeckel ausgestalteter Druckring 19 an einem Ansatz 20a des Tragteils 20 angeschraubt ist und auf den ela stischen Zwischenkörper 21 durch einen Ansatz wirkt, was auch für den zweiten Druckring der Fall ist.
Gemäss Fig. 9 ist das Kugellager, dessen Aussen ring 5 in Ansicht dargestellt ist und das auf einer Welle 4 sitzt, über einen Gummiringkörper 24 mit dem festen Tragteil 25 verbunden, wozu der Ring körper 24 wieder über Spannschrauben 7 und Druck ringe 26 axial unter Druck steht, mit dem Ergebnis, dass er in Richtung<I>a, b</I> auf die Teile 5 und 25 drückt, die er überbrückt.
Um nun in radialer Richtung das Verhalten eines inhomogenen elastischen Körpers zu erzielen, könnte man z. B. ungefähr bei 27 eine dehnungs hemmende Einlage, etwa aus Leinwand oder Draht, in den Körper 24 einbetten, die offenbar den Druck herabsetzt, mit dem der Körper 24 gegen den Trag teil 25 wirkt. Gleichzeitig würde eine solche Einlage die Folge haben, dass jeder Teil des Körpers 24, der ausserhalb der Einlage 27 liegt, weicher bleibt; dies ist für die Bettung von Vorteil.
Gleiche Wirkungen lassen sich auf konstruktiv einfachere Art erzielen, wenn man wenigstens einen Druckring 26 so ausführt, dass die Axialbegrenzung, mit der er auf den elastischen Zwischenkörper wirkt, eine gekrümmte Erzeugende aufweist, wobei diese Krümmung zu bewirken hat, dass die Ringe 26 im zusammengespannten Zustande den Gummikörper 24 so unter Druck setzen, dass dessen Druckverteilung und Federungsverhalten, gesehen über seine Radial erstreckung, unterschiedlich sind.
Auf diese Weise ist es mit einfachen Mitteln möglich, jede Druck verteilung über diese Radialerstreckung zu sichern, die der Einzelfall der Lagerung verlangen mag, und zwar lässt sich dies durch blosse entsprechende Form gebung des Druckprofils erreichen, obgleich es auch möglich ist, daneben noch die anderen der Erreichung dieses Zieles förderlichen Massnahmen zu treffen, wie die im vorhergehenden beschriebene Profilierung des Zwischenkörpers, Verwendung von dehnungs hemmenden Einlagen und dergleichen.
In Fig. 10 erkennt man die innere Fläche 30 des Lagerringes 5 und die äussere Fläche 31 des Bauteils 25, den Zwischenkörper 32 und die Druck ringe 33, deren Druckschrauben nicht dargestellt sind, die man sich aber durch Löcher 33a hindurch wirkend vorzustellen hat. Die Druckringe 33 be sitzen einen von der Rechteckform abweichenden Querschnitt, und zwar weisen sie innen und aussen je einen vorspringenden Grat oder Wulst 33b auf, der zur Folge hat, dass der Zwischenkörper 32 hauptsächlich in den äusseren, d. h. peripheren Be reichen deformiert wird.
Ein in den Zwischenkörper 32 eindringender Ring 33 verformt ersteren ungefähr nach der Linie 34 unter Ausbildung peripherer Zonen eines verstärkten Druckes, wogegen der zentrale Teil des Zwischenkörpers 32 unter einem geringeren Axialdruck steht.
Im Ausführungsbeispiel nach Fig. 11 besitzt der Gummiringkörper 36 eine sich geringfügig nach aussen verjüngende Form, und die Ringe 37 enden im grösseren Abstand von der Fläche 31. Die Folge ist eine starke Pressung des .Zwischenkörpers 36 nahe der Fläche 30 und eine schwächere nahe der Fläche 31 und ausserdem die Ausbildung einer ziem lich grossen Zone 39 geringeren Druckes, mit der Folge, dass diese Lagerung eine merkliche Nach giebigkeit in Axialrichtung und auch in Radial richtung zeigen wird.
Elastic bedding for roller support bearings The present invention relates to an elastic bedding for roller bearings. Such an elastic bed can increase the load-bearing capacity of the bearing due to a more even distribution of the load. The invention relates to a bedding with an elastic intermediate body arranged between the outer ring of the roller bearing and the component carrying this bearing.
There are beddings in which the elastic inter mediate body between the component supporting the roller bearing and the roller bearing is only introduced with less tension, as can be achieved during installation. Such arrangements are unable to increase the load capacity of the bearing compared to a normally installed roller bearing. In practice, only a suspension is achieved.
It has already been proposed for conveyor belt rollers to provide an elastic intermediate body under axial preload pressure between the outer ring of the roller bearing and the jacket of the conveyor roller. In this case, however, it is not ensured that the outer ring of the roller bearing rests directly on the elastic Zwischenkör by; Rather, it rests on a pair of shells that are axially compressed to deform the elastic body, which is arranged at a distance from the outer ring of the roller bearing, and thus to clamp between itself and the inner circumference of the support roller.
Since these shells lie directly against the roller bearing outer ring and support it, they form a more or less rigid support for it. The load-bearing capacity of a roller bearing can only be increased by ensuring that the outer ring of the roller bearing is given a certain flexibility in the direction of the bearing load, i.e. transversely to the axis of the bearing, while maintaining a sufficient load-bearing capacity of the outer roller bearing support, which is only the case if for an elastic support of the outer ring of the roller bearing is provided.
Such a deformation of the outer ring practically leads to the fact that more rolling elements are used to transfer the bearing load from the stored shaft to the frame of the machine or the other part to absorb the pressure than if this deformation does not occur; one can imagine this in such a way that the outer ring hugs the envelope of the rolling elements.
It is therefore the combination of an elastic body lying directly on the outer ring of the roller bearing with the possibility of keeping it sufficiently strong under axial pressure, which, starting from the known elastic design with mere shock absorption, now also significantly increases the load capacity of the camp results.
In the schematic drawings, exemplary embodiments of the invention are shown. 1 with its side elevation shown in FIG. 2, which is a section along line II-II of FIG. 1, and FIGS. 3 and 4 of the general explanation of the basic idea of the invention; 5-8 show various possible embodiments of the invention, essentially limited to the elastic intermediate body, which are shown in section.
Figs. 9-11 are used to explain a further embodiment of the invention.
In FIGS. 1 and 2 one recognizes a roller bearing consisting of the inner ring 1, the outer ring 2 and the roller bodies 3, which establishes the connection between the shaft 4 and the component 5 carrying the bearing via an elastic intermediate body 6. The elastic intermediate body 6 is by means of tension screws 7, which pass through the holes 6a and rings 8 acting on the intermediate body 6 via pressure, under axial pressure.
If one looks at FIG. 1 and one initially assumes that the parts 1, 2, 3 are rigid and the intermediate body 6 is also rigid, it can be seen that essentially the ball 3a has to transmit an assumed vertical bearing load. In practice, the situation is improved by the fact that the ball 3a flattens out somewhat elastically as a result of the load and presses itself slightly into the race, so that the neighboring balls also contribute to the transfer of the bearing load, also with little deformation. The resulting distribution of the effective payload is unsatisfactory.
It can be significantly increased if the body 6 is made of elastic material, so that it allows an essentially elliptical deformation of the outer ring 2 so that it can rest against a larger number of rolling elements with almost the same force without the latter becoming in press in the trough of the outer ring, which increases the load-bearing capacity of the bearing considerably.
Although these measures allow a not insignificant increase in the load-bearing capacity of a rolling bearing, they do not yet make it possible to exploit further possibilities of increasing the bearing load in the design, and it has been found that the following circumstances are decisive for this restriction: The pressure distribution under the bearing payload is similar to the pressure distribution under the axial preload. In Figure 3, the pressure distribution for an intermediate body 6 with a rectangular cross-section, which is under the axial prestress P, which acts via the prestressing ring 8, can be seen.
Under the influence of the axial preload, the cross section of the body 6 deforms barrel-shaped and builds up a load line q over the bearing outer ring 2. The ring 2 thus bends in the transverse direction approximately along the elastic line y. This transverse curvature of the bearing ring worsens the running properties of the rolling bearing.
In Fig. 4 a profiled elastic intermediate body 6 can be seen, which, placed under a bias P, will build up a load line q1 that corresponds better to the cross-sectional shape of the outer ring and thus does not lead to a disruptive transverse deformation of the same. The elastic line y1 is then approximately straight.
Since the bearing payload with elastic bedding is for the most part carried by arching effects via the intermediate body, the same statements about the transverse bending of the ball bearing outer ring apply to this bearing payload as just explained and also the resulting influences on the running properties of the rolling bearing. Another consequence of the pressure distribution according to FIG. 3 be is that the system of intermediate body 6 and bearing ring 2 is in a state of unstable equilibrium;
because with each tilting, deformation energy is released, since only the unloaded edge zones of the elastic intermediate body are pressed more strongly, whereas the heavily loaded central zone can release the stresses. In the pressure distribution according to FIG. 4, this difficulty is avoided because of the larger pressures in the outer zones. These difficulties are the ones that do not allow even with the aforementioned known before propositions to better utilize the bearing capacity of the roller. The elastic intermediate body 10 therefore has a profile which, placed under pressure in the direction of the arrows P, exerts a load on the outer ring 2 which runs approximately along the line q1.
In addition to the now possible increase in the permissible bearing load, this bedding allows a compensation of all dimensional tolerances, which overcomes the difficulties associated with the manufacture of the ball bearing seats. It is then not only the bore in the component 5, but also the outer ring 2 of the rolling bearing that does not need to be further machined on the outside, which results in lower prices.
The bedding is also able to secure the roller bearing as far as possible against impacts; Furthermore, vibrations are prevented ver by the applied high preload of the bearing in the radial direction. In contrast, a deflection of the bearing in the axial direction, as z. B. is necessary to absorb thermal expansions, regardless of the high pre-tensioning, since essentially only the shear resistance of the transition zone between bed and machine part is decisive.
Due to the increased compressive stresses in the edge zones, the bearing is also installed to prevent tipping.
Fig. 5 shows a bedding with an elastic's intermediate body 11, which was in the unloaded to a rectangular profile. This intermediate body contains two at a distance from the end faces 11a and from the plane of symmetry perpendicular to the axis of the intermediate body, Blechein layers 12, which can also form a single component with the rubber body; a third such a layer 13 is arranged in the aforementioned plane of symmetry. Since the distances between these inserts are different from one another, a force distribution according to line h with minimum values in the planes of the inserts 12, 13 arises when loaded by forces P.
The elastic ring body 14 of Figure 6 has stretch-resistant inserts 15, expediently made of Me tall, the profile of which shows thrust surfaces 15a which, when the pressure P of the intermediate body 14 occurs in the axial direction of the roller bearing, causes its edge parts to deflect more in the direction of the roller bearing outer ring than this is the case for the inner part.
In terms of a different embodiment of the basic idea, it can be useful if the intermediate body shows the behavior of an inhomogeneous elastic body in the radial direction, such that its axial compressive stress, viewed over its radial extent, and the suspension behavior are different. In order to achieve this, one could, as can be seen from FIG. 6, use pressure members 16 which do not press onto the intermediate body 14 with flat, but profiled end faces 16a.
7 shows a bedding according to the invention in which one of the pressure rings 18 is designed as a bearing cover, and FIG. 8 shows a modification in that the elastic body 21 is not penetrated by tension screws, but a pressure ring 19 designed as a bearing cover on a shoulder 20a of the support part 20 is screwed and acts on the ela elastic intermediate body 21 through an approach, which is also the case for the second pressure ring.
According to Fig. 9, the ball bearing, the outer ring 5 is shown in view and which sits on a shaft 4, connected via a rubber ring body 24 to the fixed support part 25, for which the ring body 24 again via clamping screws 7 and pressure rings 26 axially below There is pressure, with the result that it presses in the direction <I> a, b </I> on parts 5 and 25, which it bridges.
In order to achieve the behavior of an inhomogeneous elastic body in the radial direction, one could, for. B. at about 27 a stretch-inhibiting insert, such as canvas or wire, embed in the body 24, which apparently lowers the pressure with which the body 24 acts against the support part 25. At the same time, such an insert would have the consequence that every part of the body 24 that lies outside the insert 27 remains softer; this is an advantage for the bedding.
The same effects can be achieved in a structurally simpler manner if at least one pressure ring 26 is designed in such a way that the axial limitation with which it acts on the elastic intermediate body has a curved generatrix, this curvature having to cause the rings 26 to be clamped together Condition the rubber body 24 under pressure in such a way that its pressure distribution and suspension behavior, seen over its radial extent, are different.
In this way, it is possible with simple means to ensure any pressure distribution over this radial extent that the individual case of storage may require, and this can be achieved by mere appropriate shaping of the pressure profile, although it is also possible to add the to take other measures conducive to achieving this goal, such as the profiling of the intermediate body described above, use of expansion-inhibiting inserts and the like.
In Fig. 10 you can see the inner surface 30 of the bearing ring 5 and the outer surface 31 of the component 25, the intermediate body 32 and the pressure rings 33, the pressure screws are not shown, but which one has to imagine acting through holes 33a. The pressure rings 33 be seated a cross-section deviating from the rectangular shape, namely they each have a protruding ridge or bead 33b on the inside and outside, which has the consequence that the intermediate body 32 mainly in the outer, i. H. peripheral Be rich is deformed.
A ring 33 penetrating into the intermediate body 32 deforms the former approximately along the line 34 to form peripheral zones of increased pressure, whereas the central part of the intermediate body 32 is under a lower axial pressure.
In the exemplary embodiment according to FIG. 11, the rubber ring body 36 has a shape that tapers slightly outward, and the rings 37 end at a greater distance from the surface 31. The result is a strong compression of the intermediate body 36 near the surface 30 and a weaker one near the Area 31 and also the formation of a fairly large zone 39 of lower pressure, with the result that this storage will show a noticeable resilience in the axial direction and also in the radial direction.