Lageranordnung Bei Wellenlagerungen, insbesondere gasgeschmier ten Lagern kommt oft bei kleinem Lagerspiel eine grosse Axiallänge zur Anwendung. Für solche Lagerun gen ist deshalb die Formgenauigkeit der Lagerlauffläche im warmen Betriebszustand von entscheidender Be deutung. Die Lageraufhängung im Maschinengehäuse muss konstruktiv flexibel gestaltet sein, damit sich die Lagerachse im Betrieb durch den Schmierfilmdruck von selbst parallel zur Wellenachse einstellen kann, um die unvermeidbaren Montageungenauigkeiten aus zugleichen.
Bei bekannten Gaslageranordnungen ist in der La germittelebene unmittelbar am Lagerkörper ein Bund vorgesehen, an welchem eine flexible Metallmembran mittels eines Klemmrangs festgeschraubt ist, wobei die Metallmembran ihrerseits am Maschinengehäuse be festigt ist. Dieser Bund bedeutet aber eine Material konzentration in der Lagermitte und wirkt als Schrumpf ring in der Mittelebene des Lagerkörpers. Im warmen Betriebszustand kann sich die Lagerbohrung nicht gleichmässig über die ganze Axiallänge ausdehnen, so dass in der Lagermitte eine Verengung entsteht.
Die Schrumpfwirkung des unmittelbar am Lager körper angebrachten Bundes kann teilweise dadurch reduziert werden, dass dieser aufgeschlitzt wird. Eine vollständige Beseitigung der Schrumpfwirkung ist hier durch jedoch nicht möglich, da am Lagerumfang immer noch sektorweise Materialkonzentrationen vorhanden sind, die eine freie radiale Ausdehnung des Lager körpers verunmöglichen. Durch die Erfindung soll dieser Nachteil beseitigt werden.
Die erfindungsgemässe La geranordnung, welche insbesondere für gasgeschmierte Wellen zur Anwendung kommt, ist dadurch gekenn zeichnet, dass zwei Teile der Anordnung, wovon der eine Teil den Träger für den anderen, eine Lagerlauf fläche aufweisenden Teil bildet, über radial formelasti sche Elemente miteinander verbunden sind und dass der mit einer Lauffläche versehene Teil überall min destens angenähert gleiche Materialstärke aufweist, so dass sich dieser Teil der Anordnung bei Erwärmung über seine ganze Lauffläche gleichmässig radial aus dehnen kann.
Die Erfindung wird im folgenden anhand von in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen er läutert. Es zeigen: Fig. 1--l.0 Ausführungsbeispiele eines Radiallagers jeweils in Längs- und Querschnitt, Fig. 11 und 12 ein Ausführungsbeispiel eines Axial lagers im Längs- und Querschnitt.
In Fig. 1 ist ein erstes Ausführungsbeispiel eines gasgeschmierten Radiallagers im Längsschnitt gezeigt, während Fig. 2 den Querschnitt dieses Lagers längs der Linie II-II in Fig. 1 darstellt. Eine Lagerbüchse 1, in welcher eine nicht eingezeichnete Welle rotiert, ist mit einem Haltering 2 auf der erfindungsmässig vorgeschlagenen Weise verbunden. Am Ring 2 ist mittels eines Klemmringes 4 und angedeuteten Schraubver bindungen 7 eine flexible Membran 3 befestigt. Die Membran 3 ist ihrerseits mit dem Maschinengehäuse verbunden.
Zwischen der Lagerbüchse 1 und dem Haltering 2 sind als Verbindungselemente mehrere Stege 5 angeordnet. Die Anzahl der Stege sowie deren Di- mensionierung richtet sich nach den jeweiligen Festig keitsanforderungen und der gewünschten Steifigkeit der Lageraufhängung. Es ist auch möglich, die Stege 5 so flexibel zu gestalten, dass sich die eigentlich zur Lageraufhängung dienende Membran 3 erübrigen kann.
Weil die Stege 5 mit der radialen Richtung einen Nei gungswinkel bilden und in einem bestimmten Ausmass elastisch durchbiegbar sind, wird die Lagerbüchse 1 an den Verbindungsstellen mit den Stegen 5 bei radialer Wärmeausdehnung nicht behindert. Es ist vorteilhaft, die Stege 5 möglichst tangential zum Umfang der La gerbüchse 1 anzuordnen, wie dies in Fig.2 darge stellt ist.
Aus Fig. 1 und 2 erkennt man ferner, dass die Lagerbüchse 1 auch in ihrer Mittelebene, wo sich die Lageraufhängung, nämlich der Haltering 2 mit der Membran 3 befindet, eine praktisch unveränderte Scha- lensfärke .aufweist, Eine gleichmässige Ausdehnung der Lagerbüchse 1 über ihre ganze Axiallänge ist damit bei Erwärmung möglich.
Vorteilhafterweise können die Stege 5 mechanisch durch Ausfräsen von am Umfang der Lagerbüchse 1 verteilten Fenstern 6 herzustellen, so dass die Lagerbüchse 1, der Haltering 2 und die Stege 5 aus demselben Werkstück hergestellt werden. Statt mechanischen Ausfräsens können auch andere Verfahren, wie beispielsweise die Elektro-Erosion an gewendet werden. Dadurch wird eine gute Formge nauigkeit bei geringem Arbeitsaufwand erzielt. Zudem sind die auf diese Weise hergestellten Stege sowie der Lagerkörper spannungsfrei, was bei Verschweissung nicht ohne weiteres der Fall ist.
Es ist zweckmässig, die gegenüber der radialen Richtung geneigten Stege 5 bezüglich der Drehrichtung der Welle so anzuordnen, dass sie bei erhöhter Reibung der Lagerbüchse 1 im wesentlichen auf Zug beansprucht werden. In Fig. 2 ist die Drehrichtung der Welle mit einem Pfeil dargestellt. Wird nun bei einem Lager schaden das Lager angefressen, so wirkt sich das von der Welle auf die Lagerbüchse 1 übertragene Antriebsdrehmoment in den Stegen 5 als Zugkraft aus.
Die kinetische Energie der Welle wird hierbei durch Formänderungsarbeit, d. h. durch Dehnen und gegebe nenfalls Zerreissen der Stege 5 abgeschwächt oder auf gezehrt. Dadurch wird ein grosser Rückstoss und damit verbundene Zerstörung weiterer Maschinenteile ver mieden. Die Stege 5 stellen also in vorteilhafter Weise eingebaute sogenannte Sollbruchstellen bei Lagerschäden dar.
Zu diesem Zweck sind am Befestigungsring 2 mehrere Anschlagbolzen 8 (Fig. 2) und im Maschinen gehäuse mehrere eingebaute, feste Anschläge 13 an gebracht, um im Falle, dass die Welle durch die hava rierte Lagerbüchse 1 blockiert wird, die übertragung des Antriebsdrehmomentes auf die Membran 3 zu unterbinden, und damit diese gegen Bruch zu sichern.
Um im Falle von Stegebrüchen noch grössere Havarien durch eine einseitig oder nicht mehr gelagerte Welle zu vermeiden, ist es vorteilhaft, ein zusätzliches, die Lagerbüchse 1 teilweise oder voll umschliessendes Not lauflager 9 (Fig. 1), das ein grösseres Lagerspiel und eine selbstschmierende Gleitauflage aufweist, vorzu sehen, um das weitere Auslaufen der Welle zu er möglichen.
In Fig. 3 ist im Längsschnitt ein weiteres Aus führungsbeispiel eines Radiällagers gezeigt, und in Fig. 4 der Querschnitt dieses Lagers längs der Linie IV-IV in Fig. 3. Die Lagerbüchse 1 ist hier mit einem Haltering 10 ebenfalls durch Stege 11 verbunden, die aber einzeln zwischen Lagerbüchse und Haltering ein gesetzt und eingepresst sind. Zudem sind die über dem Umfang der Lagerbüchse 1 verteilten Stege 11 in zwei in Lagerlängsrichtung getrennten Reihen an geordnet. Der Haltering 10 ist zu diesem Zwecke rohrförmig ausgebildet.
Die Lagerbüchse 1 und der Haltering 10 sind mit Nuten 12 versehen, in welche die Stege 11 eingesetzt und eingepresst werden. Hierbei sind die Nuten 12 der Lagerbüchse 1 über den Haltering 10 hinaus verlängert, um das. Einführen der Stege 11 zu ermöglichen. Bei Bedarf können mehrere Reihen von Stegen angeordnet werden.
Bei dem in der Fig. 5 im Längsschnitt und in der Fig. 6 im Querschnitt längs der Linie VI VI in Fig: 5 gezeigten Ausführungsbeispiel eines Radiallagers sind zur Verbindung der Lagerbüchse 1 mit dem Haltering 14 mehrere Federelemente 15 vorgesehen.
Diese sind als Kreisbogensegmente ausgebildet und über den Um fang der Lagerbüchse 1 aneinandergereiht. Die Enden der Federelemente 15 sind jeweils in Nuten 12 eingesetzt, die an der Aussenfläche der Lagerbüchse 1 in Längs richtung angebracht sind. Mit der Mitte des Bogens liegen die Federelemente 15 unter ihrem Federdruck an die Innenfläche des Halteringes 14 an. In der ge zeigten Ausführung sind die Federelemente 15 in zwei in Lagerlängsrichtung getrennten Reihen über den Um fang der Lagerbüchse 1 gleichmässig verteilt.
Bei Be darf können auch mehrere Reihen von Federelementen 15 angeordnet werden.
Zur Aufnahme der Federelemente 15 ist der Halte ring 14 als Rohr mit glatter Innenfläche, die mit einer selbstschmierenden Schicht versehen ist, ausgebildet, Die Nuten 12 in der Lagerbüchse 1 sind über den Haltering 14 hinaus geführt, damit das Einbringen der kreisbogenförmigen Federelemente 15 zwischen der La gerbüchse 1 und dem Haltering 14 möglich ist.
Das gezeigte Lager mit Federelementen in Form von Kreisbogensegmenten weist besondere Vorteile auf. Bei erhöhter Reibung der Lagerbüchse 1 mit der nicht eingezeichneten Welle wird im Falle eines Lager schadens das Antriebsdrehmoment der Welle auf die Federelemente 15 übertragen. Die Federelemente 15 werden dadurch in eine Gleitbewegung längs der inneren Fläche des Halteringes 14 gebracht.
Dadurch wird die kinetische Energie der Welle in Reibungsarbeit der Federelemente und damit in Wärme umgewandelt, so dass die Welle mit abnehmender Drehzahl weiter aus laufen und schliesslich zum Stillstand gebracht werden kann, ohne weiteren Schaden anzurichten. Es ist deshalb vorteilhaft, die Federelemente 15 so zu dimensionieren, dass sie dank der resultierenden Anpresskraft auf den Haltering 14 als Reibungskupplung zwischen der Lager büchse 1 und dem Haltering 14 wirken.
Eine weitere vorteilhafte Wirkung der Federelemente 15 wird erzielt, wenn sie schwingungsdämpfende Ei genschaften aufweisen. Zu diesem Zweck sind sie aus einem entsprechenden Material gefertigt, beispielsweise aus geschichteten Bändern oder aus einem Material mit dämpfender Struktur. Die dämpfende Wirkung der Federelemente verbessert das Schwingungsverhalten der Welle und des Lagers.
Die Fig. 7 und 8 zeigen ein weiteres Ausführungs beispiel eines Radiallagers, wobei in Fig. 7 ein Längs schnitt und in Fig. 8 ein Querschnitt längs der Linie VIII-VIII in Fig. 7 dargestellt sind. In diesen Figuren ist wiederum eine Lagerbüchse 1 ersichtlich, in welcher eine Welle (nicht dargestellt) rotiert. Ein Haltering 2 ist mittels des Klemmringes 4 und der angedeuteten Schraubverbindung 7 an der Membran 3 befestigt.
Als Verbindungselemente zwischen der Lagerbüchse 1 und dem Haltering 2 sind tangential zum Umfang der Lagerbüchse 1 Bleche 16 angeordnet. Diese Bleche liegen längs ihrer Mittellinie an der Lagerbüchse 1 und mit ihren Längskanten am Haltering 2 an und sind mit der Lagerbüchse und dem Haltering verschweisst oder verlötet. Auch bei diesem Ausführungsbeispiel ist die durch die Verbindungselemente hervorgerufene Ma terialkonzentration am Umfang der Lagerbüchse 1 sehr gering, so dass die Stärke der Lagerbüchse 1 über ihre ganze axiale Länge und über ihren Umfang an genähert gleich ist.
Zudem sind die Bleche 16 als elastische Verbindungselemente in der Lage, radiale Wärmeausdehnungen der Lagerbüchse 1 zuzulassen. In den Fig. 9 und 10 ist ein weiteres Ausführungs- beispiel eines Radiallagers dargestellt, und zwar in Fig. 9 im Längsschnitt und in Fig. 10 im Querschnitt längs der Linie X-X in Fig. 9. In dieser Ausführungs form sind als Verbindungselemente zwischen der La gerbüchse 1 und dem Haltering 2 elastische Röhrchen 17 angeordnet, die an der Lagerbüchse 1 und dem Haltering 2 anpressen.
Um eine Verschweissung oder Verlötung der Röhrchen 17 mit der Lagerbüchse 1 und dem Haltering 2 zu umgehen, weisen sowohl die Lagerbüchse als auch der Haltering in Lagerlängsrich tung flache Nuten auf, in welche die Röhrchen einge- presst sind.
Die Anwendung der Erfindung ist nicht nur auf Radiallager, wie beispielsweise gasgeschmierte Radial lager, sondern auch für Axiallager von Vorteil. In den Fig. 11 und 12 ist das Ausführungsbeispiel eines gasgeschmierten Axiallagers dargestellt, und zwar in Fig. 11 im Längsschnitt und in Fig. 12 im Querschnitt längs der Linie XII-XII in Fig. 11.
In der gezeigten Anordnung ist der eine Lauffläche aufweisende Lager teil als Kammring 22 ausgebildet, welcher durch meh rere schräggestellte Stege 21 mit dem Befestigungsring 19 verbunden ist. Der Befestigungsring 19 ist durch angedeutete Schraubverbindungen 20 an einer sich dre henden Hohlwelle 18 befestigt, deren Drehsinn durch die eingezeichneten Pfeile angegeben ist. Die Lage der Stege 21 gegenüber der radialen Richtung ist wiederum derart, dass bei einer erhöhten Lagerreibung des Kamm ringes 22 auf einem feststehenden Lagerteil 23 die Stege 21 auf Zug beansprucht werden.
Durch die Stege 21 wird eine unterschiedliche Wärmeausdehnung zwi schen dem Kammring 22 und der Welle 18 möglich, ohne dass der Kammring 22 deformiert wird.
Anstelle der dargestellten Stege 21 können zur Verbindung des Kammringes 22 mit dem Befestigungs ring 19 natürlich auch andere, anhand der Fig. 3 bis 10 vorgängig beschriebene, formelastische Elemente verwendet werden.
Bearing arrangement In shaft bearings, especially gas-lubricated bearings, a large axial length is often used when the bearing clearance is small. For such storage conditions, the dimensional accuracy of the bearing surface in the warm operating state is therefore of decisive importance. The bearing suspension in the machine housing must be structurally flexible so that the bearing axis can adjust itself parallel to the shaft axis during operation due to the lubricating film pressure in order to compensate for the unavoidable assembly inaccuracies.
In known gas bearing arrangements, a collar is provided in the La germittelebene directly on the bearing body, to which a flexible metal membrane is screwed by means of a clamping ring, the metal membrane in turn being fastened to the machine housing be. But this collar means a material concentration in the middle of the bearing and acts as a shrink ring in the center plane of the bearing body. In the warm operating condition, the bearing bore cannot expand evenly over the entire axial length, so that a narrowing occurs in the middle of the bearing.
The shrinkage effect of the collar attached directly to the bearing body can be partially reduced by slitting it open. A complete elimination of the shrinkage effect is not possible here, however, since there are still sector-wise concentrations of material on the circumference of the bearing, which make a free radial expansion of the bearing body impossible. This disadvantage is to be eliminated by the invention.
The inventive bearing arrangement, which is used in particular for gas-lubricated shafts, is characterized in that two parts of the arrangement, of which one part forms the carrier for the other part, which has a bearing running surface, are connected to one another via radially elastic elements and that the part provided with a running surface has at least approximately the same material thickness everywhere, so that this part of the arrangement can expand radially evenly over its entire running surface when heated.
The invention is explained below with reference to embodiments shown in the drawing. 1 - 1.0 exemplary embodiments of a radial bearing, each in longitudinal and cross section, FIGS. 11 and 12, an exemplary embodiment of an axial bearing in longitudinal and cross section.
1 shows a first exemplary embodiment of a gas-lubricated radial bearing in longitudinal section, while FIG. 2 shows the cross section of this bearing along the line II-II in FIG. A bearing bush 1, in which a shaft (not shown) rotates, is connected to a retaining ring 2 in the manner proposed according to the invention. A flexible membrane 3 is attached to the ring 2 by means of a clamping ring 4 and indicated screw connections 7. The membrane 3 is in turn connected to the machine housing.
A plurality of webs 5 are arranged as connecting elements between the bearing bush 1 and the retaining ring 2. The number of webs and their dimensions depend on the respective strength requirements and the desired rigidity of the bearing suspension. It is also possible to make the webs 5 so flexible that the membrane 3, which is actually used for mounting the bearings, can be dispensed with.
Because the webs 5 form an inclination angle with the radial direction and are elastically bendable to a certain extent, the bearing bush 1 is not hindered at the connection points with the webs 5 in the event of radial thermal expansion. It is advantageous to arrange the webs 5 as tangential as possible to the circumference of the La gerbüchse 1, as shown in Figure 2 is Darge.
From FIGS. 1 and 2 it can also be seen that the bearing bush 1 also has a practically unchanged shell thickness in its central plane, where the bearing suspension, namely the retaining ring 2 with the membrane 3, is a uniform expansion of the bearing bush 1 their entire axial length is thus possible when heated.
The webs 5 can advantageously be produced mechanically by milling out windows 6 distributed around the circumference of the bearing bush 1 so that the bearing bush 1, the retaining ring 2 and the webs 5 are made from the same workpiece. Instead of mechanical milling, other methods, such as electrical erosion, can also be used. As a result, a good shape accuracy is achieved with little effort. In addition, the webs produced in this way and the bearing body are stress-free, which is not necessarily the case with welding.
It is expedient to arrange the webs 5, which are inclined with respect to the radial direction, in relation to the direction of rotation of the shaft such that they are essentially subjected to tensile stress when there is increased friction in the bearing bush 1. In Fig. 2, the direction of rotation of the shaft is shown with an arrow. If the bearing is now damaged in the case of a bearing, the drive torque transmitted from the shaft to the bearing bush 1 acts as a tensile force in the webs 5.
The kinetic energy of the shaft is generated by deformation work, i.e. H. weakened by stretching and, if necessary, tearing the webs 5 or consumed. This avoids a large recoil and the associated destruction of other machine parts. The webs 5 thus advantageously represent built-in so-called predetermined breaking points in the event of bearing damage.
For this purpose, several stop bolts 8 (Fig. 2) and in the machine housing several built-in fixed stops 13 are attached to the fastening ring 2, in order in the event that the shaft is blocked by the hava ed bearing bush 1, the transmission of the drive torque to the To prevent membrane 3, and thus to secure it against breakage.
In order to avoid even greater accidents in the case of web breaks due to a shaft that is not supported on one side or is no longer supported, it is advantageous to use an additional emergency bearing 9 (Fig. 1) that partially or fully encloses the bearing bush 1, has a larger bearing clearance and a self-lubricating slide support has to be provided in order to make the further leakage of the wave possible.
In Fig. 3, a further exemplary embodiment of a radial bearing is shown in longitudinal section, and in Fig. 4 the cross section of this bearing along the line IV-IV in Fig. 3. The bearing bush 1 is here also connected to a retaining ring 10 by webs 11, but which are individually set between the bearing bush and the retaining ring and pressed in. In addition, the webs 11 distributed over the circumference of the bearing bush 1 are arranged in two rows separated in the longitudinal direction of the bearing. The retaining ring 10 is tubular for this purpose.
The bearing bush 1 and the retaining ring 10 are provided with grooves 12 into which the webs 11 are inserted and pressed. The grooves 12 of the bearing bush 1 are here extended beyond the retaining ring 10 in order to enable the webs 11 to be inserted. If necessary, several rows of bars can be arranged.
In the embodiment of a radial bearing shown in FIG. 5 in longitudinal section and in FIG. 6 in cross section along the line VI VI in FIG. 5, several spring elements 15 are provided for connecting the bearing bush 1 to the retaining ring 14.
These are designed as circular arc segments and strung together over the order of the bearing bush 1. The ends of the spring elements 15 are each inserted into grooves 12 which are attached to the outer surface of the bearing bush 1 in the longitudinal direction. With the middle of the arch, the spring elements 15 rest against the inner surface of the retaining ring 14 under their spring pressure. In the embodiment shown, the spring elements 15 are evenly distributed in two rows separated in the longitudinal direction of the bearing over the circumference of the bearing bush 1.
If required, several rows of spring elements 15 can also be arranged.
To accommodate the spring elements 15, the retaining ring 14 is designed as a tube with a smooth inner surface, which is provided with a self-lubricating layer. The grooves 12 in the bearing bush 1 are guided over the retaining ring 14 so that the circular arc-shaped spring elements 15 can be inserted between the La gerbüchse 1 and the retaining ring 14 is possible.
The bearing shown with spring elements in the form of circular arc segments has particular advantages. With increased friction between the bearing bush 1 and the shaft (not shown), the drive torque of the shaft is transmitted to the spring elements 15 in the event of a bearing damage. The spring elements 15 are thereby brought into a sliding movement along the inner surface of the retaining ring 14.
As a result, the kinetic energy of the shaft is converted into frictional work of the spring elements and thus into heat, so that the shaft continues to run down with decreasing speed and can finally be brought to a standstill without causing further damage. It is therefore advantageous to dimension the spring elements 15 in such a way that they act as a friction clutch between the bearing bushing 1 and the retaining ring 14 thanks to the resulting contact pressure on the retaining ring 14.
Another advantageous effect of the spring elements 15 is achieved if they have vibration-damping properties. For this purpose, they are made from a suitable material, for example from layered strips or from a material with a damping structure. The damping effect of the spring elements improves the vibration behavior of the shaft and the bearing.
7 and 8 show another embodiment example of a radial bearing, wherein in Fig. 7 a longitudinal section and in Fig. 8 a cross section along the line VIII-VIII in Fig. 7 are shown. In these figures, a bearing bush 1 can again be seen, in which a shaft (not shown) rotates. A retaining ring 2 is fastened to the membrane 3 by means of the clamping ring 4 and the indicated screw connection 7.
As connecting elements between the bearing bush 1 and the retaining ring 2, sheets 16 are arranged tangentially to the circumference of the bearing bush 1. These sheets lie along their center line on the bearing bush 1 and with their longitudinal edges on the retaining ring 2 and are welded or soldered to the bearing bush and the retaining ring. In this embodiment too, the material concentration caused by the connecting elements on the circumference of the bearing bush 1 is very low, so that the thickness of the bearing bush 1 is approximately the same over its entire axial length and over its circumference.
In addition, the metal sheets 16 as elastic connecting elements are able to allow radial thermal expansion of the bearing bush 1. 9 and 10 show a further exemplary embodiment of a radial bearing, namely in FIG. 9 in longitudinal section and in FIG. 10 in cross section along the line XX in FIG. 9. In this embodiment, connecting elements between the La gerbüchse 1 and the retaining ring 2 arranged elastic tubes 17 which press against the bearing bush 1 and the retaining ring 2.
In order to avoid welding or soldering of the tubes 17 to the bearing bush 1 and the retaining ring 2, both the bearing bush and the retaining ring have flat grooves in the longitudinal direction of the bearing, into which the tubes are pressed.
The application of the invention is not only advantageous for radial bearings, such as gas-lubricated radial bearings, but also for axial bearings. 11 and 12 show the embodiment of a gas-lubricated axial bearing, namely in FIG. 11 in longitudinal section and in FIG. 12 in cross section along the line XII-XII in FIG. 11.
In the arrangement shown, the bearing having a running surface is designed as a comb ring 22 which is connected to the fastening ring 19 by several inclined webs 21. The fastening ring 19 is fastened by indicated screw connections 20 to a rotating hollow shaft 18 whose direction of rotation is indicated by the arrows shown. The position of the webs 21 relative to the radial direction is in turn such that in the event of increased bearing friction of the comb ring 22 on a stationary bearing part 23, the webs 21 are subjected to tensile stress.
Due to the webs 21, a different thermal expansion between tween the comb ring 22 and the shaft 18 is possible without the comb ring 22 being deformed.
Instead of the webs 21 shown, other elastic elements described above with reference to FIGS. 3 to 10 can of course also be used to connect the comb ring 22 to the fastening ring 19.