NO129187B

NO129187B -

Info

Publication number: NO129187B
Application number: NO00053/71A
Authority: NO
Inventors: C Nauta
Original assignee: Nautamix Patent Ag
Priority date: 1970-01-09
Filing date: 1971-01-08
Publication date: 1974-03-11
Also published as: CH515060A; FR2076009B1; DK138978C; FI54862B; FI54862C; DE2063326A1; FR2076009A1; CA924297A; DE2063326B2; ZA7131B; JPS5125624B1; GB1261499A; BE760774A; DK138978B; NL7000259A

Description

Anordning ved rullelagre. Device for roller bearings.

Denne oppfinnelse vedrører rullelagre særlig av den type som kan brukes uten rulleholdere. Slike lagre i og for seg repre-senterer ikke noe nytt, siden de aller første rullelagre var bygget uten rulleholdere. Lagrene hadde imidlertid den ulempe at rullene hverken kunne holdes parallelt med hinannen eller med lagrets akse. Når rullene ikke lenger ligger parallelt med hinannen vil det i lagret finne sted en skrue-gjengeaktig forskyvning av rullene, med den følge at den ytre lagring, den indre lagerring og rullene vil forskyves innbyrdes aksialt. Man har forsøkt å overvinne den skadelige innvirkning av de innenfor lagret aksialtvirkende krefter i radiallager uten rulleholderinger ved å fylle lager med forskjellig tykt smørefett, for å tilveiebringe en kontinuerlig smøring av berørings-punktene mellom de etter hinannen følgen-de ruller, mellom rullene og løperingene, og mellom rullenes endepartier og lagerets støtteflenser, for på denne måte å gi de ruller som er kommet ut av sin parallelle stilling anledning til å gli inn igjen i riktig stilling mellom løperingene og støtteflen-sene. Denne forholdsregel har vist seg å være til en en viss grad effektiv for meget korte lager, men den var mindre effektiv for lager, hvis lengde var stor i forhold til diameteren, idet rullene i et slikt lager alle sammen søker å legge seg på skrå i stort sett samme hovedretning mellom den indre og den ytre løpering, men den følge at rullene utsettes for hard bøyningspåkjen-ning, og i tillegg til denne et meget høyt trykk mellom rullene og ringene, hvilket skyldes den tverrgående krumning av den indre og den ytre løperings bæreflate. De nevnte bøyningspåkjenninger og store in- This invention relates to roller bearings in particular of the type that can be used without roller holders. Such bearings in and of themselves do not represent anything new, since the very first roller bearings were built without roller holders. However, the bearings had the disadvantage that the rollers could neither be held parallel to each other nor to the axis of the bearing. When the rollers are no longer parallel to each other, a screw-thread-like displacement of the rollers will take place in the bearing, with the result that the outer bearing, the inner bearing ring and the rollers will be axially displaced. Attempts have been made to overcome the detrimental effect of the axial forces acting within the bearing in radial bearings without roller bearings by filling the bearing with grease of different thicknesses, in order to provide a continuous lubrication of the contact points between the successive rollers, between the rollers and the race rings , and between the end parts of the rollers and the support flanges of the bearing, in this way to give the rollers that have come out of their parallel position the opportunity to slide back into the correct position between the race rings and the support flanges. This precaution has been found to be somewhat effective for very short bearings, but it was less effective for bearings, the length of which was large in relation to the diameter, as the rollers in such a bearing all tend to lie at an angle in largely the same main direction between the inner and outer race rings, but it follows that the rollers are subjected to severe bending stress, and in addition to this a very high pressure between the rollers and the rings, which is due to the transverse curvature of the inner and outer race rings bearing surface. The aforementioned bending stresses and large in-

dre flatetrykk bevirker sammen med smø-remidlet at meget høye indre temperaturer og høye trykk oppstår mellom rullene og løperingene, slik at rullene i enda større grad utsettes for enda større påkjenning, idet de også utsettes for en vridningskraft og påkjenninger vil øke inntil det oppstår brudd på rullenes og løperingenes bærefla-ter. Det har hendt at varmen i lagret ble så stor at smøremidlet i lageret kom i brann. På grunn av de nevnte ulemper har man senere utviklet rulleholdere for rullelager, og disse har hittil vært brukt for nesten alle lager, bortsett fra lager for meget liten belastning og hastighet. Formålet med rulleholdere er å holde rullene i paral-lell stilling, både innbyrdes og med den indre løperings rotasjonsakse, og med bo-ringen i den ytre løpering. For at lager med holdere skal kunne virke tilfredsstillende, har det vært nødvendig å redusere rullenes lengde i forhold til deres diameter for på denne måte å øke rulleholderens vridnings-fasthet, hvilket imidlertid ofte har vært årsaken til ulemper ved anvendelsen av slike lager. Rulleholdere må nødvendigvis være utført meget sterke, idet de må stå mot store vridningskrefter. Smøremiddel som anvendes i slike lager, friksjonsmotstanden mellom rullene og rulleholderne på den ene side og mellom rullene og løpe-ringene på den annen side bidrar under store hastigheter til dannelse av varme, hvilket begrenser lagerets rotasjonshastig-het. Slike lager kan heller ikke brukes der det i større grad finner sted en utvidelse og sammentrekning, f. eks. hvor drivruller og aksler avvekslende oppvarmes og avkjø-les. dre surface pressure causes, together with the lubricant, that very high internal temperatures and high pressures occur between the rollers and the race rings, so that the rollers are exposed to even greater stress, as they are also exposed to a twisting force and stresses will increase until breakage occurs on the bearing surfaces of the rollers and running rings. It has happened that the heat in the bearing became so great that the lubricant in the bearing caught fire. Due to the aforementioned disadvantages, roller holders for roller bearings were later developed, and these have so far been used for almost all bearings, except bearings for very low load and speed. The purpose of roller holders is to keep the rollers in a parallel position, both with each other and with the axis of rotation of the inner race, and with the bore ring in the outer race. In order for bearings with holders to function satisfactorily, it has been necessary to reduce the length of the rollers in relation to their diameter in order to increase the torsional strength of the roller holder in this way, which, however, has often been the cause of disadvantages in the use of such bearings. Roll holders must necessarily be made very strong, as they must withstand large twisting forces. Lubricant used in such bearings, the frictional resistance between the rollers and the roller holders on the one hand and between the rollers and the running rings on the other hand contribute to the generation of heat at high speeds, which limits the rotational speed of the bearing. Nor can such bearings be used where expansion and contraction take place to a greater extent, e.g. where drive rollers and shafts are alternately heated and cooled.

Hensikten med oppfinnelsen er derfor å tilveiebringe et rullelager uten rulleholder, hvor rullene sentrerer eller retter seg opp selv både under rotasjon og under belastning, videre hvor slitasjen på de for-skjellige deler er ubetydelig, meget lite smøring trenges, videre et lager som vil arbeide tilfredsstillende likegyldig om akslen eller en annen del som støttes av lageret utvides eller sammentrekkes aksialt og endelig et lager som er billig i fremstilling fordi det ikke er påkrevet med ytterst fine dimensjonstoleranser, og fordi rulleholdere som nevnt utelates. The purpose of the invention is therefore to provide a roller bearing without a roller holder, where the rollers center or straighten themselves both during rotation and under load, further where the wear on the various parts is negligible, very little lubrication is needed, further a bearing that will work satisfactorily indifferent to whether the shaft or another part supported by the bearing expands or contracts axially and finally a bearing which is cheap to manufacture because extremely fine dimensional tolerances are not required, and because roller holders are omitted as mentioned.

Oppfinnelsen skal forklares nærmere ved eksempler under henvisning til tegningene hvor: Fig. 1 viser et aksialsnitt gjennom en utførelse av oppfinnelsen, fig. 2 et tverrsnitt langs linjen II—II på fig. 1, fig. 3 et aksialsnitt gjennom en annen utførelse, og fig. 4 et tverrsnitt langs linjen IV—IV, fig. 3. Fig. 5 viser et aksialsnitt gjennom et fullstendig lager til bruk ved aksler som utsettes for oppvarmning, og fig. 6 er et enderiss av lageret ifølge fig. 6. Fig. 7 viser en lagerrulle under et første fremstillingstrinn, fig. 8 samme lagerrulle under et annet fremstillingstrinn, og fig. 9 viser rullen ifølge fig. 7 under et tredje fremstillingstrinn. Fig. 10 viser den indre løpe-ring under en fremstillingsoperasjon, fig. 11 et lengdesnitt gjennom et radiallager, og fig. 12 et lengdesnitt gjennom et radiallager i en annen utførelse. The invention shall be explained in more detail by means of examples with reference to the drawings where: Fig. 1 shows an axial section through an embodiment of the invention, fig. 2 a cross-section along the line II—II in fig. 1, fig. 3 an axial section through another embodiment, and fig. 4 a cross-section along the line IV—IV, fig. 3. Fig. 5 shows an axial section through a complete bearing for use with shafts subjected to heating, and fig. 6 is an end view of the bearing according to fig. 6. Fig. 7 shows a bearing roll during a first production step, fig. 8 the same stock roll during another manufacturing step, and fig. 9 shows the roller according to fig. 7 during a third manufacturing step. Fig. 10 shows the inner running ring during a manufacturing operation, fig. 11 a longitudinal section through a radial bearing, and fig. 12 a longitudinal section through a radial bearing in another embodiment.

Fig. 1 viser et radiallager med en ytterring 2 som har en sylinderformet innerflate 4. En indre løpering 6 har ved begge ender støtteflenser 8 som begrenser rullenes 10 aksiale bevegelse. I den indre løpe-ring ligger en aksel 12, hvis akse A—A fal-ler sammen med de to løperingers akser. Den indre løpering er på yttersiden forsynt med et kort sylindrisk parti 14 som ligger midt på ringen, sett i ringens aksialretning. Partiets 14 sylindriske flate ligger derfor i større avstand fra aksen A—A enn et hvilket som helst punkt på en rett linje som er lagt gjennom endepunktene 16 av den indre løperings 6 sylindriske ytterflate. Ved endene 16 av innerringens sylindriske ytterflate er det fortrinnsvis utformet periferiske hulkilespor 18. Lagerets ruller 10 er viklet skrueformet og har konkav ytterflate 20. Om ønskelig kan rullene 10 fremstilles massive, dvs. helbygget istedet for å bli viklet skrueformet av en materialstrimmel. Gjennomsnittsavstanden mellom den høy-ere liggende sylindriske flate 14 og den rett ovenfor denne liggende flate av den ytre løpering 2 er større enn rullens diameter målt på rullens midte, og avstands- Fig. 1 shows a radial bearing with an outer ring 2 which has a cylindrical inner surface 4. An inner race ring 6 has support flanges 8 at both ends which limit the axial movement of the rollers 10. In the inner running ring is a shaft 12, whose axis A—A coincides with the axes of the two running rings. The inner running ring is provided on the outside with a short cylindrical part 14 which lies in the middle of the ring, seen in the axial direction of the ring. The cylindrical surface of the part 14 is therefore at a greater distance from the axis A—A than any point on a straight line laid through the end points 16 of the cylindrical outer surface of the inner runner ring 6. At the ends 16 of the cylindrical outer surface of the inner ring, circumferential hollow wedge grooves 18 are preferably formed. The rollers 10 of the bearing are wound helically and have a concave outer surface 20. If desired, the rollers 10 can be made solid, i.e. fully built instead of being wound helically from a strip of material. The average distance between the higher-lying cylindrical surface 14 and the surface directly above this lying surface of the outer race ring 2 is greater than the diameter of the roller measured at the center of the roller, and the distance

forskjellen er fortrinnsvis bare noen hundredeler av en millimeter. Under sammen-setningen anbringes først et sett ruller 10 på innerringens 6 løpeflate mellom ringens flenser 8, og hele enheten skyves inn i den ytre løpering 2. Denne operasjon bevirker at rullene 10 på midten bøyes utover, dvs. i retning bort fra aksen A—A. Under bru-ken kan en av ringene (likegyldig hvilken) være anordnet fast, mens den annen ring kan rotere i den ene eller den annen retning. Rullenes 10 konkavitet (pilhøyde) utgjør bare noen få hundredeler av en millimeter og kan varieres avhengig av rullenes lengde og art. Man vil kunne se at rullene 10 under rotasjon bare berører hinannen ved sine endepartier, og at denne svake kontakt mellom rullene bare vil opp-tre i rullenes ubelastede soner, idet de ved siden av hinannen liggende ruller vil søke å skilles når de utsettes for belastning. Årsaken til dette ligger i at de etter hinannen følgende ruller vil bøyes sterkere som de kommer inn i den belastede sone, hvilket tvinger rullenes endepartier til å bevege seg et ubetydelig, for hver rulle økende stykke tilbake i forhold til den annen rulle, inntil rullene igjen har forlatt den belastede sone. the difference is preferably only a few hundredths of a millimeter. During assembly, a set of rollers 10 is first placed on the running surface of the inner ring 6 between the ring's flanges 8, and the whole unit is pushed into the outer running ring 2. This operation causes the rollers 10 to be bent outwards in the middle, i.e. in a direction away from the axis A— A. During use, one of the rings (it doesn't matter which one) can be fixed, while the other ring can rotate in one or the other direction. The rollers' 10 concavity (arrow height) is only a few hundredths of a millimeter and can be varied depending on the length and type of the rollers. It will be possible to see that during rotation the rollers 10 only touch each other at their end parts, and that this weak contact between the rollers will only occur in the unloaded zones of the rollers, since the rollers lying next to each other will seek to separate when subjected to load . The reason for this lies in the fact that the successive rollers will bend more strongly as they enter the loaded zone, which forces the end parts of the rollers to move a negligible, for each roller increasing distance back in relation to the other roller, until the rollers again has left the charged zone.

Som følge av den utbøyning som på-tvinges rullene 10, vil rullens rotasjonsplan As a result of the deflection imposed on the rollers 10, the roller's plane of rotation

(loddrett på rullenes rotasjonsakser) aldri (perpendicular to the rollers' axes of rotation) never

være parallelle med tilsvarende plan av den indre og den ytre ring, og rotasjonsplanene be parallel to the corresponding planes of the inner and outer ring, and the planes of rotation

på den ene side av rullenes midte vil alltid on one side of the middle of the rolls will always

danne en vinkel med rullenes rotasjonsplan på den annen side av rullenes midte. Dette vil skaffe en automatisk sentreringsvirk-ning for rullene, og de vil da holde seg i riktig stilling i forhold til den indre og ytre ring. Fordelen ved en slik anordning er at endeflensene 8 bare vil utsettes for et meget svakt trykk. Hvis det antas at belast-ningssonen ligger nederst på fig. 1, vil kla-ringen mellom den ytre løpering og rullene bli noe mindre på dette sted, mens den tilsvarende klaring på den diametralt mot-satte side vil øke ubetydelig. Når lageret er i rotasjonsbevegelse, vil sentrifugalkraften øke og slynge rullene utover, og som følge av hver rulles vekt vil begynnelsestrykket som ved den indre løpering 6 overføres til rullene for å tilveiebringe den nødvendige faste forutbøyning i hver rulle, og trykket mellom den indre ring 6 og hver rulle 10 i den ubelastede sone ved punktet Ci og Cu vil bli mindre alt etter som hastigheten øker. i den ubelastede sone vil trykket mellom den ytre ring 2 og rullenes 10 endepartier øke sammen med rotasjonshastigheten. Ved tilstrekkelig høy rotasjonshas- form an angle with the plane of rotation of the rollers on the other side of the center of the rollers. This will provide an automatic centering effect for the rollers, and they will then stay in the correct position in relation to the inner and outer ring. The advantage of such a device is that the end flanges 8 will only be exposed to a very weak pressure. If it is assumed that the load zone is at the bottom of fig. 1, the clearance between the outer running ring and the rollers will be somewhat smaller at this point, while the corresponding clearance on the diametrically opposite side will increase insignificantly. When the bearing is in rotational motion, the centrifugal force will increase and throw the rollers outwards, and as a result of the weight of each roller, the initial pressure at the inner race ring 6 will be transferred to the rollers to provide the necessary fixed pre-deflection in each roller, and the pressure between the inner ring 6 and each roller 10 in the unloaded zone at the point Ci and Cu will become smaller as the speed increases. in the unloaded zone, the pressure between the outer ring 2 and the end parts of the rollers 10 will increase together with the speed of rotation. At a sufficiently high rotational speed

tighet vil den faste forutbøyning som på forhånd er meddelt hver rulle 10, utbalan-seres av sentrifugalkraften og under ytterligere økning av rotasjonshastigheten vil det inntre en tilstand hvor hver rulle vil bøyes ytterligere i den ubelastede sone. Denne økning i utbøyningen vil bevirke at hver rulles rotasjonsplan forskyves ytterligere bort fra sine co-parallelle stillinger (hvert rotasjonsplan må forløpe loddrett på rullens rotasjonsakser) i hver rulle og vil bevirke en bedre stabilisering av lageret som helhet under høye rotasjonshastighe-ter. I tillegg til de nevnte krefter opptrer det også et kraftmoment mellom hver rulles midte og endeparti. Derfor, helt bortsett fra at rullene er i stand til å sentrere seg automatisk under rotasjonsbevegelsen, vil dette kraftmoment under rotasjonsbevegelsen tvinge hver rulle til å svinge automatisk om punktenes C og D på den indre løpering i en riktig retning for sentrering av de ruller som eventuelt måtte komme i berøring med støtteflensen 8 som alltid vil rotere med en større hastighet enn rulle-settet, målt på samme delesirkel. Det er derfor en dobbelt sikkerhet tilstede for at rullene 10 alltid vil rette seg opp og innta den riktige stilling mellom den indre og ytre løpering, slik at trykket mellom rullenes endepartier og støtteflensene 8 vil holde seg minimalt når lageret roterer under belastning. In short, the fixed pre-bend which is given in advance to each roller 10 will be balanced by the centrifugal force and during a further increase in the rotation speed, a state will occur where each roller will bend further in the unloaded zone. This increase in deflection will cause each roll's plane of rotation to be further displaced from its co-parallel positions (each plane of rotation must run perpendicular to the roll's axis of rotation) in each roll and will cause a better stabilization of the bearing as a whole under high rotational speeds. In addition to the aforementioned forces, there is also a moment of force between the center and end of each roller. Therefore, apart from the rollers being able to center themselves automatically during the rotational movement, this moment of force during the rotational movement will force each roller to swing automatically about the points C and D on the inner race in a proper direction for centering the rollers which may had to come into contact with the support flange 8 which will always rotate at a greater speed than the roller set, measured on the same part circle. There is therefore a double guarantee that the rollers 10 will always straighten up and take the correct position between the inner and outer race rings, so that the pressure between the end parts of the rollers and the support flanges 8 will remain minimal when the bearing rotates under load.

Fig. 3 og 4 viser en annen utførelse av oppfinnelsen. Lageret er utstyrt med en ytre ring 22 med sylindrisk innerflate 24 og istedet for en innerring er det anordnet en aksel 26 med konveks ytterflate 28. Ak-selen 26 er utstyrt med stoppringer 30 med holde- eller støtteflater 32 for rullene 34. Rullene 34 er utført massive og har tilstrekkelig bøyelighet, slik at de kan bøyes som det forutsettes ifølge oppfinnelsen. Rullene 34 er utformet med konkav ytterflate på samme måte som rullene 10. Lagerets konstruksjon er derfor i det vesent-lige den samme som lagerets ifølge fig. 1 og 2 bortsett fra at rullene er massive, og at den indre løpering, eller rettere sagt løpe-aksel omfatter to som avkuttede kjegler utformede eller også konvekse partier. Som ved lageret ifølge fig. 1, har det indre løpe-legemes ytre flate på midten (sett i aksial retning), et parti som befinner seg i større avstand fra lagerets akse enn et hvilket som helst tilsvarende punkt på en rett linje som strekker seg mellom den ytre flates ender. Rullene 34 har meget større lengde (i forhold til diameteren) enn rullene ifølge fig. 1. Ved denne utførelse har man funnet ut at rullene virker bedre når de er ut- Fig. 3 and 4 show another embodiment of the invention. The bearing is equipped with an outer ring 22 with a cylindrical inner surface 24 and instead of an inner ring there is a shaft 26 with a convex outer surface 28. The shaft belt 26 is equipped with stop rings 30 with holding or support surfaces 32 for the rollers 34. The rollers 34 are made solid and have sufficient flexibility, so that they can be bent as required according to the invention. The rollers 34 are designed with a concave outer surface in the same way as the rollers 10. The construction of the bearing is therefore essentially the same as that of the bearing according to fig. 1 and 2 except that the rollers are massive, and that the inner running ring, or rather running shaft, comprises two sections shaped like truncated cones or also convex. As with the bearing according to fig. 1, the outer surface of the inner race body has at its center (viewed in the axial direction), a portion located at a greater distance from the axis of the bearing than any corresponding point on a straight line extending between the ends of the outer surface. The rollers 34 have a much greater length (in relation to the diameter) than the rollers according to fig. 1. With this design, it has been found that the rollers work better when they are

ført forholdsvis lange enn når de er forholdsvis korte. carried relatively long than when they are relatively short.

På fig. 5 og 6 er vist en lageranordning som er særlig egnet til bruk i installasjoner hvor akslen beveges aksialt, f. eks. ved at den utvides eller sammentrekkes som følge av oppvarmning eller avkjøling. Denne ut-førelse er særlig egnet til bruk med ruller i fyringsovner. Akslen 36, som fortrinnsvis er den aksel som bærer transportrullen i en slik ovn eller i et ildsted, har en indre løpering 38 som er festet til akslen ved hjelp av skruer 40 (både ved denne og alle de andre utførelser kan ringen ofte være så lang at den heller burde kalles løpe-hylse. Det er imidlertid vanlig å kalle slike hylser for ringer i forbindelse med kule-eller rullelager). Ringens 38 ytterflate 42 er utformet konvekst og forsynt med skulderpartier 44 for begrensning av de konkave rullers 46 aksiale bevegelse. Et periferisk forløpende spor 47 er fortrinnsvis utformet på midten av ytterflaten 42. Lagerets ytre løpering 48 har en sylindrisk innerflate 50 og en konveks fortrinnsvis sfærisk ytterflate 52. Lagerets oppbygning er stort sett som ifølge fig. 1, 2, 3 og 4. En fast anordnet plate 54 bærer en ring 56 som er utformet med et konkavt indre fla-teparti 58 som er formet etter den ene halvdel av overflaten 52. Ringen 56 kan være festet til platen 54 på en hvilken som helst måte, f. eks. ved sveisning eller kan være forsynt med flenser og festet ved skruer som går gjennom flenshull 59 og hull i bæreplaten 54. En ring 60 er festet ved skruer 62 til ringen 56. Ringen 60 er utformet med en konkav flate 64 som er formet etter den annen halvdel av platen 52. Ringen 60 og 56 utgjør sammen et lagerhus. Huset er fortrinnsvis forsynt med et lokk 66 som ved skruer 68 er festet til ringen 60, og som hindrer smuss i å komme inn i lageret, samtidig som det hindrer gasser i å strømme ut fra ildstedet. In fig. 5 and 6 show a bearing device which is particularly suitable for use in installations where the shaft is moved axially, e.g. in that it expands or contracts as a result of heating or cooling. This design is particularly suitable for use with rollers in heating furnaces. The shaft 36, which is preferably the shaft that carries the transport roller in such an oven or in a hearth, has an inner running ring 38 which is attached to the shaft by means of screws 40 (both in this and all the other designs the ring can often be as long that it should rather be called a running sleeve. However, it is common to call such sleeves rings in connection with ball or roller bearings). The outer surface 42 of the ring 38 is designed convex and provided with shoulder parts 44 for limiting the axial movement of the concave rollers 46. A circumferentially extending groove 47 is preferably formed in the middle of the outer surface 42. The bearing's outer race ring 48 has a cylindrical inner surface 50 and a convex, preferably spherical outer surface 52. The structure of the bearing is largely as shown in fig. 1, 2, 3 and 4. A fixed plate 54 carries a ring 56 which is designed with a concave inner surface portion 58 which is shaped after one half of the surface 52. The ring 56 can be attached to the plate 54 on which any way, e.g. by welding or can be provided with flanges and fixed by screws that go through flange holes 59 and holes in the carrier plate 54. A ring 60 is fixed by screws 62 to the ring 56. The ring 60 is designed with a concave surface 64 that is shaped after the other half of the plate 52. The ring 60 and 56 together form a bearing housing. The housing is preferably provided with a lid 66 which is attached to the ring 60 by means of screws 68, and which prevents dirt from entering the bearing, while at the same time preventing gases from flowing out from the hearth.

Fig. 7—9 vedrører rullenes fremstilling. Fig. 7-9 relate to the production of the rolls.

En rull 70 med 12,7 mm diameter, som en-ten er utført massiv eller er av den viklede type, er ved endene tilslipt firkantet og med hjørnene svakt avrundet. Et smalt parti 72 på rullens midte slipes ned, slik at partiets diameter vil bli 0,254 mm mindre enn res-ten av rullen. Et motholdsstykke 74, f. eks. en brille, presses deretter mot rullens ytterflate 72 slik at rullen vil bøyes ut 0,125 mm, som vist på fig. 8. Rullen er på dette tids-punkt spent fast mellom en drivspenne-skive 76 og en pinolfeste 78. Rullen holdes i dreiebevegelse i den utbøyde tilstand, samtidig som en slipeskive 80 føres rett-linjet frem og tilbake langs rullen, slik at rullen får den på fig. 9 viste form, hvor linjen 82 er rett, og linjen 84 er kurvefor- A roll 70 with a diameter of 12.7 mm, which is either made solid or is of the wound type, is ground square at the ends and slightly rounded at the corners. A narrow part 72 on the middle of the roll is ground down, so that the diameter of the part will be 0.254 mm smaller than the rest of the roll. A counter-holding piece 74, e.g. a pair of glasses, is then pressed against the roller's outer surface 72 so that the roller will be bent out 0.125 mm, as shown in fig. 8. The roller is at this point clamped between a drive clamp disc 76 and a pinion attachment 78. The roller is held in a rotating movement in the extended state, while at the same time a grinding disc 80 is moved in a straight line back and forth along the roller, so that the roller gets the one in fig. 9 shown form, where line 82 is straight, and line 84 is curved

met. Når brillen 74 fjernes fra rullen 70, met. When the glasses 74 are removed from the roller 70,

vil rullen anta den form som er vist på the roll will assume the shape shown on

tegningene. Rullene kan også slipes på ma- the drawings. The rollers can also be ground on ma-

skiner uten centerspiss. rails without center point.

Under maskinbearbeidelse av den in- During machining of the in-

dre ring 86 forsynes flaten 88 først med periferiske spor 90 og 91 som vist på fig. dre ring 86, the surface 88 is first provided with circumferential grooves 90 and 91 as shown in fig.

10. Disse spor er av stor betydning for rul- 10. These tracks are of great importance for rul-

lenes og lagerets virkning, idet rullene ikke må komme i berøring med flensene eller med kilespor på den indre løpering, og rullens midtparti skal ikke berøre inner- the effect of the bearings and the bearing, as the rollers must not come into contact with the flanges or with keyways on the inner running ring, and the middle part of the roller must not touch the inner

ringen. the ring.

Fig. 11 viser et radial- og aksiallager som er utført i henhold til oppfinnelsen. En aksel 100 bærer to indre løperinger 102 Fig. 11 shows a radial and axial bearing which is made according to the invention. A shaft 100 carries two inner races 102

som er anordnet mellom en brystning 104 which is arranged between a parapet 104

og en mutter 106. Mellom flenslokk 108 og 110 sitter en ytterring 112 med brystnings- and a nut 106. Between the flange cover 108 and 110 sits an outer ring 112 with parapet

partier 114 som tjener som anlegg for yt- lots 114 which serve as facilities for surface

terløperinger 116. Lokkflensene 108 og 110 roller rings 116. Cover flanges 108 and 110

er forsynt med tetninger 118. Hver inner- is provided with seals 118. Each inner

ring 102 er forsynt med anleggspartier 120 ring 102 is provided with installation parts 120

og 122 som begrenser ringens kjegleformede (avkortet kjegleformede) bæreflate 124. and 122 which limits the ring's cone-shaped (truncated cone-shaped) bearing surface 124.

Flaten 124 er svakt konveks, idet dens midt- The surface 124 is slightly convex, as its mid-

re parti ligger i større avstand fra løpe- re part lies at a greater distance from the running

ringens akse enn et hvilket som helst punkt på en rett generatrise som beskriver den mellom flatens ender liggende kjegle. Et periferisk forløpende spor 125 er fortrinns- axis of the ring than any point on a straight generatrix that describes the cone lying between the ends of the surface. A circumferentially extending groove 125 is preferably

vis utformet i flatens 124 midtre parti. Den ytre løpering 116 er utformet med en til- shown designed in the middle part of the surface 124. The outer race ring 116 is designed with an additional

svarende kjegleformet innerflate 126. Den indre kjegleformede flates hellingsvinkel 126 er større enn den ytre flates 124. Et antall ruller 128 utformet som avkortede kjegler er anordnet mellom den indre og den ytre løpering. Rullene 128 har konkav ytterflate. Dette lagers virkemåte er stort sett den samme som ved lagrene vist på corresponding cone-shaped inner surface 126. The angle of inclination of the inner cone-shaped surface 126 is greater than that of the outer surface 124. A number of rollers 128 designed as truncated cones are arranged between the inner and outer race rings. The rollers 128 have a concave outer surface. This bearing's operation is largely the same as with the bearings shown on

fig. 1—4. Trykket virker bare mellom rulle- fig. 1—4. The pressure only works between roll-

nes radiale bæreflate og løperingene. Når lageret utsettes for en aksial belastning, nes radial bearing surface and the running rings. When the bearing is subjected to an axial load,

vil rullene automatisk innstille seg mellom de indre og de ytre løperinger på en slik måte at en gjengeaktig eller skrueaktig virkning finner sted mellom rullene og løperingene og frembringer en aksialt ret- the rollers will automatically position themselves between the inner and outer running rings in such a way that a thread-like or screw-like action takes place between the rollers and the running rings and produces an axial straight-

tet motstandskraft som er rettet motsatt den aksiale belastningskraft. Utilbørlig sto- tet resistance force which is directed opposite to the axial loading force. Undue sto-

re trykk mellom rullenes ender og den indre løperings holdeflenser vil derfor ikke kun- pressure between the ends of the rollers and the retaining flanges of the inner runner ring will therefore not only

ne oppstå, slik at friksjonsmotstanden i lageret vil kunne holdes langt nede. ne occur, so that the frictional resistance in the bearing can be kept very low.

Fig. 12 viser en ytterligere utførelse av oppfinnelsen. Lagerets ytre løpering 30 har en konkav innerflate 132 og lagerets indre løpering 134 er utformet med en konveks Fig. 12 shows a further embodiment of the invention. The bearing's outer race 30 has a concave inner surface 132 and the bearing's inner race 134 is designed with a convex

ytterflate 136. Midt på flaten 136 er for- outer surface 136. In the middle of surface 136 is the

trinnsvis utformet et periferisk spor 137. Sylinderformede ruller 138 er anordnet mel- gradually formed a circumferential groove 137. Cylindrical rollers 138 are arranged between

lom den indre og den ytre ring, og rullenes aksialbevegelse er begrenset ved hjelp av en brystning 140 og en stoppkrave 142. between the inner and outer rings, and the axial movement of the rollers is limited by means of a parapet 140 and a stop collar 142.

Det ovenfor i beskrivelsen brukte ut- The above in the description used out-

trykk «rullens midte» er ikke helt ekviva- press "the middle of the roll" is not quite equiva-

lent med rullens geometriske symmetriplan mellom rullens endepartier. Det kan f. eks. leaned with the roll's geometric plane of symmetry between the roll's end parts. It can e.g.

være fordelaktig, som ved utførelsen ifølge fig. 11, å anordne sporet 125 noe nærmere den ende av rullen som har størst diame- be advantageous, as in the embodiment according to fig. 11, to arrange the groove 125 somewhat closer to the end of the roll which has the largest diameter

ter. ter.

Claims

1. Roller bearing without roller holder with bend-

individual rollers that can move freely in the transverse direction in relation to each other between the outer and the inner raceway or ring, characterized in that the rollers at least at their end parts abut against the two raceways and that the inner raceway's (6) the outer surface is designed to cause bending of each roller's (10) axis at the rollers' midpoint away from the bearing's axis A—A, where the longitudinal movement of the rollers is limited in a known manner by shoulder portions at the ends of one of the raceways.

2. Bearing according to claim 1, characterized in that the rollers in a manner known per se have a concave peripheral outer surface, seen in longitudinal section, and that the inner surface of the outer race ring (2) is cylindrical.

3. Bearing according to claim 1, characterized in that the rollers are made cylindrical in a known manner, and that the inner surface (132) of the outer runner ring (2) is concave, seen in longitudinal section (fig. 12).

4. Bearing according to claim 1, characterized in that the outer surface of the inner race ring (6) has a protruding part in its middle (fig. 1). ■

5. Bearing according to claim 1, characterized in that the outer surface of the inner runner ring (134) is convex, seen in longitudinal section (fig. 12).

6. Bearing according to claim 4, characterized in that the middle part (Ci—Ca) of the inner runner ring (6) is a protruding cylindrical part (fig. 1).

7. Bearing according to claim 1, made as a support bearing, with the outer surface of the inner raceway and the inner surface of the outer raceway designed as cone surfaces on a truncated cone, and with conical rollers, characterized in that the outer surfaces (124) of the inner raceway (-ring) (102) ) is designed slightly convex, so that it thus has a protruding middle part, and that the outer surfaces of the interacting rollers (128) are concave, seen in longitudinal section (fig. 11).