EP1565664A2 - Tonnenlager - Google Patents

Tonnenlager

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Publication number
EP1565664A2
EP1565664A2 EP03812127A EP03812127A EP1565664A2 EP 1565664 A2 EP1565664 A2 EP 1565664A2 EP 03812127 A EP03812127 A EP 03812127A EP 03812127 A EP03812127 A EP 03812127A EP 1565664 A2 EP1565664 A2 EP 1565664A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
barrel
groove
cage
rolling element
rolling
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP03812127A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Rainer Schröder
Martin Grehn
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
IHO Holding GmbH and Co KG
Original Assignee
FAG Kugelfischer AG and Co OHG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by FAG Kugelfischer AG and Co OHG filed Critical FAG Kugelfischer AG and Co OHG
Publication of EP1565664A2 publication Critical patent/EP1565664A2/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F16C33/54—Cages for rollers or needles made from wire, strips, or sheet metal
    • F16C33/542—Cages for rollers or needles made from wire, strips, or sheet metal made from sheet metal
    • F16C33/543—Cages for rollers or needles made from wire, strips, or sheet metal made from sheet metal from a single part
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    • F16C19/26—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for radial load mainly with a single row of rollers
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    • F16C33/52—Cages for rollers or needles with no part entering between, or touching, the bearing surfaces of the rollers

Definitions

  • the invention relates to a barrel bearing with an outer and an inner ring, with at least one row of barrel-shaped rolling elements arranged therebetween and with at least one disk-shaped cage rotating with the rolling bodies, which engages in a circumferential groove in the rolling bodies of a row and has an outer circumference has the number of recesses corresponding to the number of rolling elements in a row.
  • German Patent 663 179 shows a roller roller bearing, the rolling bodies having a stepped cross section and rolling with their distal regions on the outer ring and with their proximal regions on the inner ring.
  • the distance from the bottom of a recess in the disc cage to its inner circumference is smaller than the depth of the groove in a rolling element. This enables the desired, purely concave cross-sectional geometry of the tread of the inner ring.
  • the rolling elements can be gripped around the diametrically opposite regions of the groove base and thereby held securely , even if the outer ring is pivoted very much in relation to the other bearing components.
  • the maximum (radial) width of the annular disc cage between its inner and outer circumferential circle should be equal to or larger than the diameter of a rolling element in the area of the groove surrounding it, in order to maintain sufficient stability on the one hand despite the recesses on the outer circumference and on the other hand the individual To be able to grip the rolling elements safely.
  • a recess in the disc cage is bordered by a curve (regionally) of constant curvature.
  • the radius of curvature rs of this curve should be somewhat larger than half the diameter of a rolling element in the area of its groove base, so that a (slight) play ensures that the rolling element in question can be easily rotated.
  • circumferential groove in the casing of a barrel-shaped rolling element has side faces that are parallel to one another or diverge outward from one another.
  • the width of the groove in the shell of a barrel-shaped rolling element should always be slightly larger than the (axial) width d of the disc cage.
  • individual rolling elements can be forced to tilt relative to the disc cage in special load cases, and such a movement can possibly be facilitated by a groove shape with outwardly diverging side surfaces.
  • This feature of the invention can be further developed in such a way that the side surfaces of the circumferential groove run in the shell of a barrel-shaped rolling element along conical surface surfaces. It is a simple geometric shape that meets all requirements.
  • the conical lateral surfaces each have an opening angle a of less than 179 °
  • a tilting angle caused by the play between these elements, so that the maximum tilting angle of the rolling element rotation axes with respect to the solder on the base of the disc cage can be, for example, in the order of 5 ° to 10 °.
  • This play-related tilt angle is influenced by the groove width w at the groove base.
  • this value should at least correspond to the (axial) thickness d of the disc cage;
  • the difference between the groove width b at the groove base and the (axial) thickness d of the disc cage can preferably be set according to the following relation to the opening angle a of the cone-shaped groove side surfaces:
  • the cross section of the inner and outer ring and the rolling elements is dimensioned such that there are a total of 3 or 4 contact points per rolling element.
  • This feature relates in particular to the radius of curvature of the cross-sectional concave treads of the inner and outer rings. This radius of curvature should be somewhat larger than the radius of curvature of the barrel-shaped rolling elements within a longitudinal section plane through the rolling element in question.
  • the resulting two points of contact can split into three or four points of contact.
  • This effect is desirable because it increases the load capacity of a rolling element and can are further reinforced by the fact that the centers of the transverse curvature radii of the two barrel "hemispheres" on both sides of the (equatorial) groove for the disk are spaced apart from each other in the direction of the axis of rotation or symmetry of the barrel-shaped rolling element in question, but preferably only by a small amount x, which is, for example, smaller than the groove width b N at the groove base: x ⁇ bN-
  • Figure 1 is an end view of a barrel storage according to the invention.
  • FIG. 2 shows a section through FIG. 1 along the line II-II;
  • FIG. 3 shows a representation corresponding to FIG. 2 with the radii of curvature entered
  • FIG. 4 shows a perspective view of the barrel bearing from FIG. 1, the outer ring being partially broken off, so that the view of the rolling elements held by the cage is released;
  • FIG. 5 shows a representation corresponding to FIG. 4, with some rolling elements having been removed from the exposed cage
  • FIG. 6 shows a side view of the casing of a roller body removed from the cage according to FIG. 5;
  • FIG. 7 shows a representation corresponding to FIG. 6 of a modified embodiment of the invention.
  • FIGS. 4 and 5 shows a plan view of a segment broken out of the cage from FIGS. 4 and 5; such as
  • FIG. 9 is a representation corresponding to FIG. 8 of an again modified embodiment of the invention.
  • FIG. 1 shows a barrel bearing 1 according to the invention with an outer ring 2, an inner ring 3 and a row of barrel-shaped rolling elements 4 arranged between them, which are held by an encircling cage 5 at approximately equidistant intervals.
  • the outer ring 2 can be tilted 3 to 5 relative to the other bearing components. This is made possible by the fact that the rolling bearing tread 6 on the outer ring 2 has a concave cross section with a constant radius of curvature.
  • the cage 5 holds the rolling elements 4 in position when the outer ring 2 is tilted relative to the other bearing components 3 to 5. On the other hand, so that it neither tilts the outer ring 2 nor the movement of the rolling elements 4 hindered, it extends through a circumferential groove 7 of each rolling element 4, as shown in FIGS. 2 and 3.
  • the cage 5 can be produced from a disk with a constant thickness d, for example punched out of a sheet metal. As shown in FIG. 8, a number of recesses 9 corresponding to the number of rolling elements 4 are cut out of an annular basic structure with a constant radial width from the radially outer circumference 8. These each take up a rolling element 4.
  • the inner circumference 10 of the disc-shaped cage 5 corresponds to the maximum outer circumference of the inner ring 3, in particular at an edge 11 of its running surface 12, so that the cage 5 can easily be placed over the inner ring 3, for example mechanically.
  • the insertion of the rolling elements 4 into the recesses 9 of the disk-shaped cage 5 can also be effected automatically, the rolling elements 4 then being held in place because they are encompassed by the cage 5 in the area of the groove base 13 in question.
  • the barrel-shaped rolling elements 4 are therefore divided approximately in the middle between their two end faces 14 in their “equatorial” plane by the circumferential groove 7 into two halves 15, so to speak “hemispheres”.
  • the two contact areas of a bearing with undivided (not grooved) rolling elements are therefore divided into four contact areas in the rolling elements 4 according to the invention. This has the advantage that the radial loads to be transmitted are distributed over a larger total area. This effect is therefore additionally supported by giving the two “hemispheres” 15 of a rolling element 4 different cross-sectional geometries.
  • a cross-section through the circumferential surface 16 of a rolling element in its two hemispheres 15 each shows an arc-shaped course with preferably identical radii of curvature rr
  • Cross-sectional curvature centers 17, 18 of the two hemispheres do not coincide, however, but are slightly offset from one another in the axial direction of the barrel bearing 1, namely towards the relevant rolling element hemisphere 15 or end face 14.
  • osculation factors k A , k 1 should preferably be on the order of 0.01 to 0.1, in particular between 0.02 and 0.05. Since the cross-sectional center of curvature 19 of the running surface 6 of the outer ring 2 lies on the axis of rotation or symmetry 20 thereof, namely on the central base plane thereof, the cross-sectional center of curvature 17, 18 of the lateral surfaces 16 of both rolling element hemispheres 15 lie by y from the axis of rotation according to FIG. 3 20 offset radially outwards and offset by x / 2 relative to the central base plane to the relevant end face 14.
  • FIGS. 6 and 7 Two possible groove shapes are shown in FIGS. 6 and 7:
  • the groove 7 has flat side surfaces 21, as are produced, for example, by a straight recess.
  • the width N of the groove 7 is approximately constant.
  • the groove base 13 follows a cylindrical outer surface with the radius of curvature ⁇ n.
  • the transition regions between the groove base 13 and the groove side surfaces 21, between the latter and the outer surfaces 16 and between the outer surfaces 16 and end surfaces 14 are rounded in order to avoid burrs and notch effects.
  • the embodiment of a rolling element 22 according to FIG. 7 differs from that according to FIG. 6 only in that the groove side surfaces 23 run along conical lateral surfaces. These are very blunt cones with preferably identical opening angles a of almost 180 ° in each case (for example 170 ° to 179 °).
  • the groove side surfaces 23 therefore diverge towards each other at an angle ⁇ , viewed outward from the axis of symmetry 24 along a radial plane.
  • the (axial) width of the groove base is again b N and its radius of curvature ⁇ N. This embodiment tolerates larger set angles of the barrel-shaped rolling elements 22 with the same values for b and d and therefore leads to less wear under corresponding stresses.
  • a section of the cage 5 is shown in Fig. 8.
  • Recesses in the shape of a circular arc can be seen with a constant radius of curvature rs. Rs> ⁇ and d ⁇ bN ensure that the rolling elements 4 rotate as smoothly as possible with respect to the cage 5.
  • the circumference 25 of a recess 9 extends over an arc of more than 180 °, for example between 200 ° and 230 °, in particular from 210 ° to 220 °, so that the end regions 26 of the Recess circumference 25 converge towards one another in the viewing direction from the inner circumference 10 of the cage 5 to its outer circumference 8.
  • the minimum distance between the end regions 26 is smaller than the diameter (2 * ⁇ N) of the rolling elements 4 in the area of the groove base 13, so that the rolling elements 4 are encompassed in a form-fitting manner.
  • the former would therefore have to be pulled outwards with a large force in order (temporarily) to push the end regions 26 of the recess periphery 25 apart.
  • the end regions 26 thus form snap noses for snapping the rolling elements 4.
  • the modified disc cage 27 from FIG. 9 has a similar effect. It differs from the cage 5 according to FIG. 8 only in that the recess circumference 28, which has the radius of curvature rs in its area 29 facing the inside 10 of the cage 27, approximately has areas 30 which are flattened (approximately parallel to one another) at the level of its radial course (With a length I of, for example, rs / 3), to which the actual snap noses 31, which are in turn curved and converge towards one another, then follow, the radius of curvature of which can be selected to match r s .
  • This embodiment tolerates larger radial displacements of the cage 27 with respect to the rolling elements 4, which can occur, for example, as a result of strong temperature fluctuations, but without the rolling elements 4 being able to come loose when the outer ring 2 is tilted strongly.
  • the edges of the circumference of the recess are also rounded 32 in cross section.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Rolling Contact Bearings (AREA)

Abstract

Die Erfindung richtet sich auf ein Tonnenlager (1) mit einem Aussenring (2) und einem Innenring (3), mit wenigstens einer Reihe dazwischen angeordneter, tonnenförmiger Wälzkörper (4) sowie mit wenigstens einem mit den Wälzkörpern umlaufenden, scheibenförmigen Käfig (5), der in eine rundumlaufende Nut (7) der Wälzkörper einer Reihe eingreift und an seinem Aussenumfang (8) eine der Anzahl der Wälzköper einer Reihe entsprechende Zahl von Ausnehmungen (9) aufweist, wobei die gesamte Lauffläche des Innenrings über die gesamte axiale Länge eines Wälzkörpers einen konkaven Querschnitt hat, und der kleinste Abstand zwischen den beiden Seiten einer Ausnehmung des Scheibenkäfigs im Bereich von dessen Aussenumfang kleiner ist als der Durchmesser eines Wälzkörpers im Bereich der diesen umlaufenden Nut.

Description

Tonnenlager
Die Erfindung richtet sich auf ein Tonnenlager mit einem Außen- und einem Innenring, mit wenigstens einer Reihe dazwischen angeordneter, tonnenformiger Wälzkörper sowie mit wenigstens einem mit den Wälzkörpern umlaufenden scheibenförmigen Käfig, der in eine rundumlaufende Nut der Wälzkörper einer Reihe eingreift und an seinem Außenumfang eine der Anzahl der Wälzkörper einer Reihe entsprechende Zahl von Ausnehmungen aufweist.
Eine gattungsgemäße Anordnung ist der deutschen Patentschrift 663 179 zu entnehmen. Diese zeigt ein Penόeirolleniager, wobei die WäJzkörper einen ab- gestuften Querschnitt aufweisen und mit ihren distalen Bereichen auf dem Außenring sowie mit ihren proximalen Bereichen auf dem Innenring abrollen. Bei dieser Anordnung ergibt sich allerdings einerseits ein ungünstiger Kraftverlauf, indem die Wälzkörper nicht nur auf Druck, sondern auch auf Biegung beansprucht werden, andererseits ist der axiale Platzbedarf dieses Lagers vergleichsweise groß. Genauso schwerer wiegt allerdings der Nachteil, dass bereits bei einem geringen Verschwenken des Außenrings gegenüber den übrigen Lagerbestandteilen, wie dies bei Tonnenlagern möglich ist, eine der beiden Berührungsflächen zwischen den Wälzkörpern und dem äußeren Ring schnell bis auf Null abnehmen kann. Dies führt aufgrund der auf die Wälzkörper einwirkenden Quermomente zu einer Instabilität des betreffenden, tonnenförmi- gen Wälzkörper, welche evtl. deren beim Weiterdrehen des Lagers erforderliche Rückkehr auf die Lauffläche des Außenrings verhindert und solchenfalls zur Zerstörung des Lagers führt. Hier kann auch der Scheibenkäfig keinerlei Stabilisierung leisten, da dieser die Wälzkörper ausschließlich in deren tangentialer Position, nicht dagegen in radialer Richtung führt. Aus diesen Nachteilen des beschriebenen Stands der Technik resultiert das die Erfindung initiierende Problem, ein gattungsgemäßes Tonnenlager derart weiterzubilden, dass auch bei einem erheblichen Verschwenken des Außenrings gegenüber den übrigen Bestandteilen des Tonnenlagers die Wälzkörper stabil bleiben und beim Weiterdrehen des Lägers jederzeit wieder zur Mitte der Lauffläche des Außenrings zurückkehren können.
Die Lösung dieses Problems gelingt bei einem gattungsgemäßen Tonnenlager, indem die gesamte Lauffläche des Innenrings über die gesamte axiale Länge eines Wälzkörpers einen konkaven Querschnitt hat; und der kleinste Abstand zwischen den beiden Seiten einer Ausnehmung des Scheibenkäfigs im Bereich von dessen Außenumfang kleiner ist als der Durchmesser eines Wälzkörpers im Bereich der diesen umlaufenden Nut.
Diese beiden Maßnahmen ergänzen sich insofern, als einerseits keine Querbzw. Kippmomente auf die Wälzkörper einwirken, weil einander in radialer Richtung gegenüberliegende Oberflächenbereiche der Wälzkörper die Radialkräfte auf die beiden Lagerringe einleiten, so dass die Wälzkörper selbst bei einem starken Verschwenken der Lagerbestandteile stabil bleiben. Darüber hinaus können sich die Wälzkörper aufgrund des scheibenförmigen Käfigs selbst dann nicht von dem Lager lösen, wenn sie vorübergehend den vollständigen Kontakt zu dem Außenring verlieren. Das erfindungsgemäße Lager arbeitet daher selbst dann noch einwandfrei, wenn die Verschwenkung der Lagerbestandteile die üblichen Grenzwerte überschreitet.
Indem die (größte) Breite der Nut zwischen den Bereichen des Wälzkörpermantels mit dem größten Querschnitt nur etwa ein Viertel bis ein Zehntel der axialen Gesamtlänge des Wälzkörpers ausmacht, ergibt sich ein hohes (radiales) Tragvermögen eines Wälzkörpers, wodurch die Stabilität eines derartigen Tonnenlagers im Verhältnis zu dessen axialer Erstreckung sehr groß ist.
Es hat sich als günstig erwiesen, dass der Abstand des Bodens einer Ausnehmung des Scheibenkäfigs zu dessen Innenumfang kleiner ist als die Tiefe der Nut in einem Wälzkörper. Dadurch wird die gewünschte, rein konkave Querschnittsgeometrie der Lauffläche des Innenrings ermöglicht.
Indem die maximale (radiale) Breite des ringförmigen Scheiben käfigs zwischen dessen inneren und äußeren Umfangskreis größer ist als der halbe Durchmesser eines Wälzkörpers im Bereich der diesen umlaufenden Nut, so können die Wälzkörper an den einander diametral gegenüberliegenden Bereichen des Nutgrundes umgriffen und dadurch sicher gehalten werden, selbst wenn der Au- ßenring sehr stark gegenüber den übrigen Lagerbestandteilen verschwenkt wird.
Bevorzugt sollte die maximale (radiale) Breite des ringförmigen Scheibenkäfigs zwischen dessen inneren und äußeren Umfangskreis gleich dem Durchmesser eines Wälzkörpers im Bereich der diesen umlaufenden Nut sein oder größer als dieser, um einerseits trotz der Ausnehmungen am Außenumfang eine ausreichende Stabilität zu erhalten und andererseits die einzelnen Wälzkörper sicher umgreifen zu können.
Es hat sich bewährt, den Abstand zwischen zwei benachbarten Ausnehmungen des Scheibenkäfigs im Bereich von dessen Außenumfang größer zu wählen als die Differenz des maximalen Durchmessers eines Wälzkörpers minus dessen Durchmessers im Bereich des Nutgrundes, bspw. um 5 bis 30 %, so dass benachbarte Wälzkörper nicht in gegenseitigen Kontakt treten können.
Wenn - wie die Erfindung weiterhin vorsieht - die Seiten einer Ausnehmung im Bereich des Außenumfangs des Scheibenkäfigs in dessen radialer Richtung (nach außen gesehen) zueinander konvergieren, so werden die Funktionen der leichtgängigen Drehbeweglichkeit der Wälzkörper einerseits und deren sichere Halterung andererseits auf vorteilhafte Weise miteinander kombiniert.
Weitere Vorteile ergeben sich dadurch, dass eine Ausnehmung des Scheibenkäfigs durch eine Kurve (bereichsweise) konstanter Krümmung berandet wird. Der Krümmungsradius rs dieser Kurve sollte etwas größer sein als der halbe Durchmesser eines Wälzkörpers im Bereich von dessen Nutgrund, so dass ein (geringes) Spiel für eine leichtgängige Verdrehbarkeit des betreffenden Wälzkörpers sorgt.
Eine Auswirkung des weiter oben geforderten Formschlusses zwischen Scheibenkäfig und Wälzkörpern zeigt sich darin, dass der (bereichsweise konstante) Krümmungsradius r der Berandungskurve einer Ausnehmung des Scheibenkäfigs kleiner sein sollte als die radiale Breite b des Scheibenkäfigs: r < b, denn solchenfalls gelingt es den Enden der Randkurve, sich im Bereich des Außenumfangs des Scheibenkäfigs einander anzunähern.
Ein weiteres, vorteilhaftes Merkmal der Erfindung liegt darin, dass die rundum- laufende Nut in dem Mantel eines tonnenförmigen Wälzkörpers zueinander parallele oder nach außen voneinander divergierende Seitenflächen aufweist.
Um eine möglichst reibungsfreie Relativverdrehung der Wälzkörper gegenüber dem Scheibenkäfig zu gewährleisten, sollte die Breite der Nut in dem Mantel eines tonnenförmigen Wälzkörpers stets etwas größer sein als die (axiale) Breite d des Scheibenkäfigs. Andererseits können einzelne Wälzkörper in besonderen Belastungsfällen zu einer Kippbewegung gegenüber dem Scheibenkäfig gezwungen sein, und eine solche Bewegung kann ggf. erleichtert werden durch eine Nutform mit nach außen divergierenden Seitenflächen.
Dieses Erfindungsmerkmal lässt sich dahingehend weiterbilden, dass die Seitenflächen der rundumlaufenden Nut in dem Mantel eines tonnenförmigen Wälzkörpers entlang von Kegelmantelflächen verlaufen. Es handelt sich hierbei um eine einfache geometrische Form, welche allen gestellten Anforderungen gerecht wird.
Wenn hierbei die Kegelmantelflächen jeweils Öffnungswinkel a von weniger als 179° aufweisen, so schließen die Seitenflächen einer Nut einen Zwischenwinkel ß = 180° - a von mehr als 2° ein. Zu einem daraus folgenden Wälzkörper- Kippwinkel addiert sich ein von dem Spiel zwischen diesen Elementen hervorgerufener Kippwinkel, so dass der maximale Kippwinkel der Wälzkörper- Rotationsachsen gegenüber dem Lot auf die Grundfläche des Scheibenkäfigs bspw. in der Größenordnung von 5° bis 10° liegen kann. Dieser spielbedingte Kippwinkel wird durch die Nutbreite w am Nutgrund beeinflusst. Aus Gründen der Reibungsminimierung sollte dieser Wert mindestens der (axialen) Dicke d des Scheibenkäfigs entsprechen; Die Differenz zwischen der Nutbreite b am Nutgrund und der (axialen) Dicke d des Scheibenkäfigs kann bevorzugt nach der folgenden Relation etwa auf den Öffnungswinkel a der kegelmantelförmigen Nutseitenflächen eingestellt werden:
b d « 2 * rs * tan (ß/2) = 2 * rs * tan (90° - a/2) Solchenfalls liegen die sich etwa in Kipprichtung erstreckenden Bereiche der Nutseitenflächen eines Wälzkörpers bei dessen maximaler Kippstellung etwa parallel zu dem Scheiben käf ig, und ggf. zu übertragende Führungskräfte können großflächig und daher mit geringem Druck eingeleitet werden.
Andererseits sollte der Öffnungswinkel a derartiger Kegelmantelflächen mehr als 170°, vorzugsweise von mehr als 175°, insbesondere mehr als 178° betragen, so dass die Seitenflächen einer Nut einen Zwischenwinkel ß = 180° - a von weniger als 20°, vorzugsweise von weniger als 10°, insbesondere von weniger als 4°, einschließen. Dadurch ergibt sich eine zusätzliche Führung (im Sinne einer Begrenzung des Kippwinkels) von der Lauffläche des Außenrings (bspw. infolge einer starken Verschwenkung desselben) abgehobener Wälzkörper, welche eine möglichst problemlose Kontaktaufnahme zwischen diesen Elemen- ten (bspw. bei einer Reduzierung des Schwenkwinkels) fördert.
Schließlich entspricht es der Lehre der Erfindung, dass der Querschnitt des Innen- und Außenrings und der Wälzkörper derart bemessen ist, dass sich pro Wälzkörper insgesamt 3 oder 4 Berührungspunkte ergeben. Dieses Merkmal betrifft insbesondere den Quer-Wölbungsradius der querschnittlich konkaven Laufflächen des Innen- und Außenrings. Dieser Wölbungsradius sollte etwas größer sein als der Wölbungsradius der tonnenförmigen Wälzkörper innerhalb einer Längs-Schnittebene durch den betreffenden Wälzkörper. Da jedoch im Bereich eines Tonnen-„Äquators" dessen Nut zur Aufnahme des Scheibenkä- figs verläuft, können sich die daraus folgenden zwei Berührungspunkte aufspalten in drei oder vier Berührungspunkte. Dieser Effekt ist erwünscht, weil dadurch die Tragkraft eines Wälzkörpers erhöht wird, und kann noch dadurch verstärkt werden, dass die Mittelpunkte der Quer-Wölbungsradien der beiden Tonnen-„Hemisphären" zu beiden Seiten der (äquatorialen) Nut für den Schei- benkäfig in Richtung der Rotations- bzw. Symmetrieachse des betreffenden, tonnenförmigen Wälzkörpers voneinander beabstandet sind, vorzugsweise jedoch nur um ein geringes Maß x, welches bspw. kleiner ist als die Nutbreite bN am Nutgrund: x < bN-
Weitere Merkmale, Einzelheiten, Vorteile und Wirkungen auf der Basis der Erfindung ergeben sich aus der folgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen der Erfindung sowie anhand der Zeichnung. Hierbei zeigt:
Fig. 1 eine Stirnansicht eines erfindungsgemäßen Tonnenlagers;
Fig. 2 einen Schnitt durch die Fig. 1 entlang der Linie II - II;
Fig. 3 eine der Fig. 2 entsprechende Darstellung mit eingetragenen Wölbungsradien;
Fig. 4 eine perspektivische Ansicht auf das Tonnenlager aus Fig. 1 , wobei der Außenring teilweise abgebrochen ist, so dass der Blick auf die durch den Käfig gehaltenen Wälzkörper freigegeben ist;
Fig. 5 eine der Fig. 4 entsprechende Darstellung, wobei einige Wälzkörper aus dem freigelegten Käfig entfernt worden sind; Fig. 6 eine Seitenansicht auf den Mantel eines gemäß Fig. 5 aus dem Käfig entfernten Wälzkörpers;
Fig. 7 eine der Fig. 6 entsprechende Darstellung einer abgewandelten Ausführungsform der Erfindung;
Fig. 8 eine Draufsicht auf ein aus dem Käfig aus den Fig. 4 und 5 herausgebrochenes Segment; sowie
Fig. 9 eine der Fig. 8 entsprechende Darstellung einer wiederum abgewandelten Ausführungsform der Erfindung.
Fig. 1 zeigt ein erfindungsgemäßes Tonnenlager 1 mit einem Außenring 2, einem Innenring 3 und einer Reihe dazwischen angeordneter, tonnenförmiger Wälzkörper 4, die von einem umlaufenden Käfig 5 auf etwa äquidistanten Abständen gehalten werden.
Da das bevorzugte Tonnenlager einreihig aufgebaut ist, kann der Außenring 2 gegenüber den übrigen Lagerbestandteilen 3 bis 5 gekippt werden. Dies wird dadurch ermöglicht, dass die Wälzlager-Lauffläche 6 an dem Außenring 2 einen konkaven Querschnitt aufweist mit einem konstanten Querwölbungsradius.
Der Käfig 5 hält die Wälzkörper 4 beim Kippen des Außenrings 2 gegenüber den übrigen Lagerbestandteilen 3 bis 5 an ihrer Position. Damit er andererseits weder Kippbewegung des Außenrings 2 noch die Bewegung der Wälzkörper 4 behindert, erstreckt er sich durch eine rundumlaufende Nut 7 jedes Wälzkörpers 4, wie dies in Fig. 2 und 3 dargestellt ist.
Der Käfig 5 kann aus einer Scheibe mit konstanter Dicke d hergestellt sein, bspw. aus einem Blech ausgestanzt. Wie Fig. 8 zeigt, sind aus einer ringförmigen Grundstruktur mit konstanter, radialer Breite von dem radial außen liegenden Umfang 8 her eine der Anzahl der Wälzkörper 4 entsprechende Zahl von Ausnehmungen 9 eingeschnitten. Diese nehmen jeweils einen Wälzkörper 4 auf.
Vorzugsweise entspricht der Innenumfang 10 des scheibenförmigen Käfigs 5 dem maximalen Außenumfang des Innenrings 3, insbesondere an einem Rand 11 von dessen Lauffläche 12, so dass der Käfig 5 leicht über den Innenring 3 gestülpt werden kann, bspw. maschinell. Das Einsetzen der Wälzkörper 4 in die Ausnehmungen 9 des scheibenförmigen Käfigs 5 kann ebenfalls automatisch bewirkt werden, wobei die eingesetzten Wälzkörper 4 sodann an Ort und Stelle gehalten werden, weil sie im Bereich des betreffenden Nutgrundes 13 von dem Käfig 5 umgriffen werden. Nach Überstülpen des Außenrings 2 in bspw. um 90° verkippter Position und Einschwenken desselben in die Ebene des Innenrings 3 ist der Zusammenbau des Tonnenlagers 1 beendet.
Die tonnenförmigen Wälzkörper 4 werden daher etwa mittig zwischen ihren beiden Stirnseiten 14 in ihrer „äquatorialen" Ebene von der rundumlaufenden Nut 7 in zwei Hälften 15, sozusagen „Hemisphären" unterteilt. Die beiden Berührungs- bereiche eines Lagers mit ungeteilten (nicht genuteten) Wälzkörpern werden daher bei den erfindungsgemäßen Wälzkörpem 4 in vier Berührungsbereiche unterteilt. Dies bringt den Vorteil mit sich, dass die zu übertragenden Radiallasten auf eine größere Gesamtfläche verteilt werden. Deshalb wird dieser Effekt zusätzlich unterstützt, indem den beiden „Hemisphären" 15 eines Wälzkörpers 4 unterschiedliche Querschnittsgeometrien erteilt werden. Zwar zeigt ein Querschnitt durch die Mantelfläche 16 eines Wälzkör- pers in dessen beiden Hemisphären 15 jeweils einen kreisbogenförmigen Verlauf mit vorzugsweise identischen Krümmungsradien r-r. Die Querschnittskrümmungsmittelpunkte 17, 18 der beiden Hemisphären fallen jedoch nicht zusammen, sondern sind in axialer Richtung des Tonnenlagers 1 geringfügig gegeneinander versetzt, und zwar zu der betreffenden Wälzkörper- hemisphäre 15 bzw. -Stirnseite 14 hin. Als „Versatzfaktor" kv = x / rτ hat sich ein Wert in der Größenordnung von 0,001 bis 0,02, insbesondere zwischen 0,002 und 0,01 bewährt.
Da außerdem die Krümmungsradien rA, n der Laufflächen 6, 12 des Außen- und Innenrings 2, 3 etwas größer gewählt ist als die Krümmungsradien rγ der beiden Wälzkörperhemisphären 15, ergeben sich im Idealzustand an jeder Hemisphäre 15 je zwei einander diametral gegenüberliegende Berührungsbereiche mit dem Außenring 2 einerseits und dem Innenring 3 andererseits. Als Maß für die Abweichungen der Krümmungsradien rA, η, rτ lassen sich die soge- nannten Schmiegungsfaktoren kA, k| angeben. Diese sind definiert zu
kA.= (rA - r-r) / rτ = y / rτ
Bevorzugt sollten diese Schmiegungsfaktoren kA, kι in der Größenordnung von 0,01 bis 0,1 liegen, insbesondere zwischen 0,02 und 0,05. Da der Querschnittskrümmungsmittelpunkt 19 der Lauffläche 6 des Außenrings 2 auf dessen Rotations- bzw. Symmetrieachse 20 liegt, und zwar auf der mittigen Grundebene desselben, liegen gemäß Fig. 3 die Querschnittskrümmungsmittelpunkte 17, 18 der Mantelflächen 16 beider Wälzkörperhemisphären 15 jeweils um y von der Rotationsachse 20 nach radial außen versetzt und um x/2 gegenüber der mittigen Grundebene zu der betreffenden Stirnseite 14 hin versetzt.
In Fig. 4 ist zu erkennen, dass selbst bei weggebrochenem Außenring 2 die Wälzkörper 4 durch den Käfig 5 an Ort und Stelle gehalten werden. Dies wird erreicht durch den Formschluss der Ausnehmungen 9 des Käfigs 5 mit den Nutbereichen 7 der Wälzkörper 4.
Zwei mögliche Nutformen sind in den Fig. 6 und 7 dargestellt: Bei der Ausführungsform nach Fig. 6 weist die Nut 7 ebene Seitenflächen 21 auf, wie sie bspw. durch einen geraden Einstich erzeugt werden. Demzufolge ist die Breite N der Nut 7 etwa konstant. Der Nutgrund 13 folgt einer Zylindermantelfläche mit dem Krümmungsradius ϊn- Die Übergangsbereiche zwischen Nut- grund 13 und Nutseitenflächen 21 , zwischen letzteren und den Mantelflächen 16 sowie zwischen Mantelflächen 16 und Stirnflächen 14 sind abgerundet, um Grate und Kerbwirkungen zu vermeiden.
Die Ausführungsform eines Wälzkörpers 22 nach Fig. 7 unterscheidet sich von derjenigen nach Fig. 6 ausschließlich dadurch, dass die Nutseitenflächen 23 entlang von Kegelmantelflächen verlaufen. Dabei handelt es sich um sehr stumpfe Kegel mit vorzugsweise identischen Öffnungswinkeln a von nahezu jeweils 180° (bspw. 170° bis 179°). Die Nutseitenflächen 23 divergieren dem- nach unter einem Winkel ß voneinander, von der Symmetrieachse 24 entlang einer radialen Ebene nach außen betrachtet. Dabei gilt: ß = (180° - a) bei identischen Öffnungswinkeln a beider Nutseitenflächen 23, bei unterschiedlichen Öffnungswinkeln ai, a2 ergibt sich: ß = (180° - (ai + a2)/2). Die (axiale) Breite des Nutgrundes ist wiederum bN und sein Krümmungsradius ΓN. Diese Ausführungsform toleriert bei gleichen Werten für b und d größere Schränkungswinkel der tonnenförmigen Wälzkörper 22 und führt daher bei entsprechenden Beanspruchungen zu einem geringeren Verschleiß.
Ein Ausschnitt aus dem Käfig 5 ist in Fig. 8 wiedergegeben. Man erkennt kreisbogenförmige Ausnehmungen 9 mit einem konstanten Krümmungsradius rs. Durch rs > Γ und d < bN ist eine möglichst reibungsfreie Drehbewegung der Wälzkörper 4 gegenüber dem Käfig 5 sichergestellt. Um die Wälzkörper 4 festhalten zu können, erstreckt sich der Umfang 25 einer Ausnehmung 9 über ei- nen Kreisbogen von mehr als 180°, bspw. zwischen 200° und 230°, insbesondere von 210° bis 220°, so dass die Endbereiche 26 des Ausnehmungsumfangs 25 in Blickrichtung vom Innenumfang 10 des Käfigs 5 zu dessen Außenumfang 8 hin zueinander konvergieren. Der minimale Abstand der Endbereiche 26 ist kleiner als der Durchmesser (2 * ΓN) der Wälzkörper 4 im Bereich des Nutgrun- des 13, so dass die Wälzkörper 4 formschlüssig umgriffen werden. Um einen Wälzkörper 4 von dem Käfig 5 zu lösen, müsste ersterer daher mit einer großen Kraft nach außen gezogen werden, um (vorübergehend) die Endbereiche 26 des Ausnehmungsumfangs 25 auseinanderzudrücken. Die Endbereiche 26 bilden somit Schnappnasen zum Einschnappen der Wälzkörper 4.
Eine ähnliche Wirkung hat der modifizierte Scheibenkäfig 27 aus Fig. 9. Dieser unterscheidet sich von dem Käfig 5 nach Fig. 8 ausschließlich darin, dass der Ausnehmungsumfang 28, der in seinem der Innenseite 10 des Käfigs 27 zugewandten Bereich 29 den Krümmungsradius rs aufweist, etwa auf Höhe seines radialen Verlaufs abgeflachte (etwa zueinander parallele) Bereiche 30 aufweist (mit einer Länge I von bspw. rs/3), an die sich sodann die eigentlichen, wiederum gekrümmten und aufeinander zu konvergierenden Schnappnasen 31 anschließen, deren .Krümmungsradius übereinstimmend mit rs gewählt sein kann. Diese Ausführungsform toleriert größere radiale Verstellungen des Käfigs 27 gegenüber den Wälzkörpern 4, welche bspw. infolge von starken Temperaturschwankungen auftreten können, ohne dass sich jedoch die Wälzkörper 4 bei einem starken Kippen des Außenrings 2 lösen könnten. Wie bei dem Käfig 5, so sind auch hier die Kanten des Ausnehmungsumfangs querschnittlich abgerundet 32.

Claims

TonnenlagerAnsprüche
1. Tonnenlager (1) mit einem Außenring (2) und einem Innenring (3), mit wenigstens einer Reihe dazwischen angeordneter, tonnenförmiger Wälz- körper (4;22) sowie mit wenigstens einem mit den Wälzkörpern (4;22) umlaufenden, scheibenförmigen Käfig (5;27), der in eine rundumlaufende Nut (7) der Wälzkörper (4;22) einer Reihe eingreift und an seinem Außenumfang (8) eine der Anzahl der Wälzkörper (4;22) einer Reihe entsprechende Zahl von Ausnehmungen (9) aufweist, dadurch gekenn- zeichnet, dass
a) die gesamte Lauffläche (12) des Innenrings (3) über die gesamte axiale Länge eines Wälzkörpers (4;22) einen konkaven Querschnitt hat;
b) der kleinste Abstand zwischen den beiden Seiten (26;31) einer Ausnehmung (9) des Scheibenkäfigs (5;27) im Bereich von dessen Außenumfang (8) kleiner ist als der Durchmesser eines Wälzkörpers (4;22) im Bereich der diesen umlaufenden Nut (7).
2. Tonnenlager nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die maximale (radiale) Breite b des ringförmigen Scheibenkäfigs (5;27) zwischen dessen äußeren und inneren Umfangskreis (8,10) größer ist als der halbe Durchmesser eines Wälzkörpers (4;22) im Bereich der diesen umlaufenden Nut (7).
3. Tonnenlager nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die maximale (radiale) Breite b des ringförmigen Scheibenkäfigs (5;27) zwi- sehen dessen äußeren und inneren Umfangskreis (8,10) gleich dem Durchmesser eines Wälzkörpers (4;22) im Bereich der diesen umlaufenden Nut (7) ist oder größer als dieser.
4. Tonnenlager nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeich- net, dass der Abstand zwischen zwei benachbarten Ausnehmungen (9) des Scheibenkäfigs (4;22) im Bereich von dessen Außenumfang (8) größer ist als die Differenz des maximalen Durchmessers eines Wälzkörpers (4;22) minus dessen Durchmessers im Bereich des Nutgrundes (13).
5. Tonnenlager nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Seiten (26;31) einer Ausnehmung (9) des
Scheibenkäfigs (5;27) im Bereich von dessen Außenumfang (8) in seiner radialen Richtung zueinander konvergieren.
6. Tonneniager nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Ausnehmung (9) des Scheibenkäfigs (5;27) durch eine Kurve (25;28) (bereichsweise) konstanter Krümmung rs be- randet wird.
7. Tonneniager nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Krümmungsradius rs der Berandungskurve (25;28) einer Ausnehmung (9) des Scheibenkäfigs (5;27) kleiner ist als die radiale Breite b des Scheibenkafigs: rs < b.
8. Tonnenlager nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die rundumlaufende Nut (7) in dem Mantel (16) eines tonnenförmigen Wälzkörpers (4;22) zueinander parallele Seitenflächen (21) oder nach außen voneinander divergierende Seitenflächen (23) aufweist.
9. Tonnenlager nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Seitenflächen (23) der rundumlaufenden Nut (7) in dem Mantel (16) ei- nes tonnenförmigen Wälzkörpers (22) entlang von Kegelmantelflächen verlaufen.
10. Tonnenlager nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Kegelmantelflächen (23) jeweils Öffnungswinkel a von mehr als 170°, vor- zugsweise von mehr als 175°, insbesondere von mehr als 178° aufweisen, so dass die Seitenflächen (23) einer Nut (7) einen Zwischenwinkel ß von weniger als 20°, vorzugsweise von weniger als 10°, insbesondere von weniger als 4°, einschließen.
11. Tonnenlager nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch ge- kennzeichnet, dass die Kegelmantelflächen (23) jeweils Öffnungswinkel a von weniger als 179° aufweisen, so dass die Seitenflächen (23) einer Nut (7) einen Zwischenwinkel ß von mehr als 2° einschließen.
12. Tonnenlager nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Nutbreite b am Nutgrund (13) etwa der Dicke d des Scheibenkäfigs (5;27) entspricht.
13. Tonnenlager nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Querschnittsgeometrie des Außenrings (2), des Innenrings (3) und der Wälzkörper (4;22) derart bemessen ist, dass sich pro Wälzkörper (4;22) insgesamt drei oder vier Berührungspunkte erge- ben.
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