WO1999014509A1 - Radialrollenlager - Google Patents

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WO1999014509A1
WO1999014509A1 PCT/EP1998/005848 EP9805848W WO9914509A1 WO 1999014509 A1 WO1999014509 A1 WO 1999014509A1 EP 9805848 W EP9805848 W EP 9805848W WO 9914509 A1 WO9914509 A1 WO 9914509A1
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WO
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rollers
roller bearing
radial roller
ellipse
axis
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PCT/EP1998/005848
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Inventor
Hans Jürgen FANDRÉ
Martin Grehn
Alban Kronenberger
Original Assignee
Fag Oem Und Handel Ag
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    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/22—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
    • F16C19/24—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
    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16C23/00—Bearings for exclusively rotary movement adjustable for aligning or positioning
    • F16C23/06—Ball or roller bearings
    • F16C23/08—Ball or roller bearings self-adjusting
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    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30—Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/34—Rollers; Needles
    • F16C33/36—Rollers; Needles with bearing-surfaces other than cylindrical, e.g. tapered; with grooves in the bearing surfaces
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16C2240/00—Specified values or numerical ranges of parameters; Relations between them
    • F16C2240/40—Linear dimensions, e.g. length, radius, thickness, gap
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16C2240/00—Specified values or numerical ranges of parameters; Relations between them
    • F16C2240/40—Linear dimensions, e.g. length, radius, thickness, gap
    • F16C2240/70—Diameters; Radii

Definitions

  • the invention relates to a radial roller bearing, with an inner ring, with an outer ring and with a plurality of rollers between the inner ring and the outer ring, the inner ring having an inner raceway with a concave or convex curved longitudinal section profile, the outer ring having an outer raceway with a concave or convex curved longitudinal section profile and the Rollers have a convex or concave curved longitudinal section profile and the longitudinal axis of the rollers runs parallel to the bearing axis.
  • Rolling bearings are used to transmit radial and / or axial loads on rotating parts and are divided into ball bearings and roller bearings according to the shape of their rolling elements.
  • Roller bearings can have cylindrical, convex or concave rollers. In the case of roller bearings, the roller axes can run parallel or at an angle with respect to the bearing axis.
  • Roller bearings with convex rollers are known in particular as spherical roller bearings.
  • the center of curvature of the outer race lies on the bearing axis.
  • the radius of curvature of the inner raceway and the rollers is identical to the radius of curvature of the outer raceway.
  • Rollers used in spherical roller bearings are often referred to as barrel-shaped rollers.
  • Roller bearings with convex rollers are also known, in which the radius of curvature of the inner raceway, the outer raceway and the rollers is considerably larger than that of spherical roller bearings (cf. Swedish patent specification 53 256, German patent specification 928 020, United States patent specification 3,370,900 and the European patent application 0 175 858).
  • the rollers used in such roller bearings are referred to as spherical rollers.
  • the position of the inner ring in relation to the outer ring is otherwise specified.
  • the central axis of the inner ring and the central axis of the outer ring are identical and identical to the bearing axis.
  • the inner ring is in relation to the outer ring (or the outer ring with respect to the inner ring) axially, that is positioned in the direction of the bearing axis, so that the center line of the outer raceway is located in a plane perpendicular to the bearing axis and passing through the center line of the inner raceway plane of symmetry.
  • the actual conditions may differ from the theoretical relationships shown above.
  • the central axis of the inner ring can run at an acute angle to the central axis of the outer ring (relative oblique position).
  • the inner ring can be axially displaced with respect to the outer ring (axial displacement).
  • Roller bearings with cylindrical rollers do not allow relative misalignment, but do allow for a largely axial displacement without further ado. Roller bearings with convex rollers enable relative misalignment, but do not allow axial displacement.
  • roller bearings with cylindrical rollers the radial play between the inner race and the rollers on the one hand and the rollers and the outer race on the other hand enables a limited relative misalignment.
  • roller bearings with convex rollers the radial play between the inner race and the rollers on the one hand and the rollers and the outer race on the other hand allows a limited axial displacement.
  • the size of the possible axial displacement depends on the ratio of the radius of curvature of the inner race, the outer race and the rollers to the greatest distance between the bearing axis and the outer race; the greater this ratio, the greater the possible axial displacement.
  • roller bearings there is operational friction between the inner raceway and the rollers and between the rollers and the outer raceway.
  • Roller bearings with cylindrical rollers are optimal in relation to the operational friction.
  • roller bearings only allow a limited relative misalignment, depending on the radial play between the inner race and the rollers on the one hand and the rollers and the outer race on the other. If a larger relative misalignment is to be possible, roller bearings are used in which the rollers are spherical, as previously explained.
  • the friction between the inner race and the rollers on the one hand and the rollers and the outer race on the other hand is greater than in the case of roller bearings with cylindrical rollers, even when there is no relative misalignment and axial displacement. If a relative misalignment and / or an axial displacement now occurs during operation, the friction between the inner raceway and the rollers on the one hand and the rollers and the outer raceway on the other hand increases.
  • the invention is based on the object of designing a radial roller bearing of the type from which the invention is based, i.e. a radial roller bearing in which the inner raceway and the outer raceway have a concave or convex curved longitudinal section profile and the rollers have a convex or concave curved longitudinal section profile to further develop that there is less friction between the inner race and the rollers on the one hand and / or between the rollers and the outer race on the other hand, even with a relative misalignment and / or axial displacement.
  • the radial roller bearing according to the invention in which the above-mentioned object is achieved, is now initially and essentially characterized in that the radius of curvature of the inner raceway and the radius of curvature of the outer raceway change over the raceway width, while in the known radial roller bearings, from which the invention is based, that is, in the known radial roller bearings with crowned rollers, the radius of curvature of the inner race and the outer race is constant over the raceway width, that is to say there is only one radius of curvature for the inner race and the outer race.
  • the friction torque which describes the friction between the inner race and the rollers on the one hand and the rollers and the outer race on the other hand, is composed of rolling friction and drilling friction.
  • the rolling friction is caused by the curved raceways; the ratio of roller speed to ring or track speed changes over the track width.
  • the drilling friction has its cause in the pressure angle that arises at the contact surfaces between the inner raceway and the rollers on the one hand and the rollers and the outer raceway on the other hand, which in turn depends primarily on the relative misalignment.
  • the frictional torque is above all dependent on the radius of curvature of the inner raceway or the outer raceway where the pressure angle arises depending on the relative misalignment.
  • the teaching of the invention explained in principle above can be implemented in detail in that the inner raceway and / or the outer raceway have or has a profile in longitudinal section that corresponds at least essentially to an ellipse or a profile that corresponds to a Cassini curve. This has manufacturing advantages, but from the point of view of minimizing the frictional torque, it is only an approximation of what can be achieved with greater manufacturing expenditure.
  • k constant factor
  • the constant factor k is 0.164 when working with the approaches that result from the literature reference "ball bearing journal", No. 154-1967, B. Snare "The frictional moment in loaded ball contacts"; according to U.S. Patent 4,705,411, the factor k is said to be approximately 0.56. Because the factor k depends on various parameters that cannot be specified exactly, it is advisable to determine the factor k empirically, i.e. to determine the radius of curvature R of the raceways and the other relevant bearing dimensions for a certain relative misalignment y a minimum of friction occurs.
  • the underlying task is particularly well solved if the radius of curvature of the inner raceway and the radius of curvature of the outer raceway are calculated for a maximum number of points of the inner raceway and the outer raceway such that a corresponding number of permissible different relative misalignments each result in a minimum of friction.
  • the procedure is as follows: For a first permissible relative misalignment y, for example of 0.1 °, the radius of curvature R is determined according to the equation given above. This radius of curvature R l belongs to the point of the inner race and the outer race, where the pressure angle occurs at this relative skew y.
  • the radius of curvature ft is determined for a second permissible relative skew y 2 , for example of 0.2 °, according to the equation given above.
  • This radius of curvature R j belongs to the point of the inner raceway and the outer raceway where the pressure angle occurs at this relative skew y 2 .
  • the radii of curvature for the corresponding points of the inner raceway and the outer raceway are then determined for a specific number n of permissible different relative misalignments y in the manner described above.
  • Fig. 1 is a simplified representation of a preferred embodiment of a radial roller bearing according to the invention, in section, and
  • FIG. 2 is an enlarged view of part of the radial roller bearing according to FIG.
  • FIG. 1 shows a radial roller bearing 1, with an inner ring 2, with an outer ring 3 and with a plurality of rollers 4 between the inner ring 2 and the outer ring 3, the inner ring 2 being an inner race 5 with a convexly curved longitudinal section profile, the outer ring 3 being an outer race 6 with a convex curved longitudinal section and the rollers 4 have a concave curved longitudinal section.
  • the radius of curvature of the inner race 5 and the radius of curvature of the outer race 6 change over the raceway width 7.
  • the inner race 5 and the outer race 6 have a profile in longitudinal section corresponding to an elliptical arc.
  • the two focal points 8, 9 of the ellipse 10 defining the outer race 6 lie beyond the bearing axis 11 with respect to the outer ring 3.
  • the inner race 5 is determined by an ellipse 12 which corresponds to the ellipse 10 determining the outer race 6.
  • the large semi-axis 13 of the ellipse 10 as a function of the roller length 14 of the rollers 4 and the pitch circle diameter 15 of the radial roller bearing 1 and that the small semi-axis 16 of the ellipse 10 as a function of the largest roller diameter 17 of the rollers 4 and the pitch circle diameter 15 of the radial roller bearing 1 is determined.
  • the track width 7 of the inner race 5 and the outer race 6 is slightly larger than the roll length 14 of the rolls 4, so that the rolls 4 even with a relative inclination and / or an axial displacement of the inner ring 2 with respect to the outer ring 3 between the inner race 5 and unroll the outer race 6.
  • the ratio of the large semi-axis 13 of the ellipse 10 to its small semi-axis 16 is approximately 1.4
  • the ratio of the large semi-axis 13 of the ellipse 10 to the roller length 14 of the rollers 4 is approximately 2.3.
  • the rollers 4 of the radial roller bearing 1 shown according to the invention are crowned; the rollers 4 thus have a circular longitudinal section profile.
  • the radius of curvature of the rollers 4 corresponds approximately to the small semi-axis 16 of the ellipse 10.
  • the radial roller bearing 1 shown includes a cage 18 which holds the rollers 4 in position relative to one another, so that the individual rollers 4 cannot touch one another.
  • the inner race 5 and the outer race 6 are not delimited by rims. Borders can, however, be present to the extent that the desired permissible relative misalignment and the desired permissible axial displacement are not impaired thereby.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

Beschrieben und dargestellt ist ein Radialrollenlager (1), mit einem Innenring (2), mit einem Außenring (3) und mit mehreren Rollen (4) zwischen dem Innenring (2) dem Außenring (3), wobei der Innenring (2) eine Innenlaufbahn (5) mit einem konvex gekrümmten Längsschnittprofil, der Außenring (3) eine Außenlaufbahn (6) mit einem konvex gekrümmten Längsschnittprofil und die Rollen (4) ein konkav gekrümmtes Längsschnittprofil aufweisen. Das erfindungsgemäße Radialrollenlager (1) ist mit einer besonders geringen Reibung zwischen der Innenlaufbahn (5) und den Rollen (4) einerseits und zwischen den Rollen (4) und der Außenlaufbahn (6) andererseits behaftet, und zwar dadurch, daß sich der Krümmungsradius der Innenlaufbahn (5) und der Krümmungsradius der Außenlaufbahn (6) über der Laufbahnbreite (7) ändern.

Description

Radialrollenlager
Die Erfindung betrifft ein Radialrollenlager, mit einem Innenring, mit einem Außenring und mit mehreren Rollen zwischen dem Innenring und dem Außenring, wobei der Innenring eine Innenlaufbahn mit einem konkav oder konvex gekrümmten Längsschnittprofil, der Außenring eine Außenlaufbahn mit einem konkav oder konvex gekrümmten Längsschnittprofil und die Rollen ein konvex oder konkav gekrümmtes Längsschnittprofil aufweisen und die Längsachse der Rollen parallel zur Lagerachse verläuft.
Wälzlager dienen zur Übertragung radialer und/oder axialer Lasten an rotierenden Teilen und werden nach der Form ihrer Wälzkörper in Kugellager und Rollenlager unterteilt. Rollenlager können zylindrisch, konvex oder konkav ausgeführte Rollen aufweisen. Bei Rollenlagern können - konstruktiv vorgegeben - die Rollenachsen in bezug auf die Lagerachse parallel oder unter einem Winkel verlaufen.
Rollenlager mit konvex ausgeführten Rollen sind insbesondere als Pendelrollenlager bekannt. Dabei liegt der Krümmungsmittelpunkt der Außenlaufbahn auf der Lagerachse. Der Krümmungsradius der Innenlaufbahn und der Rollen ist identisch dem Krümmungsradius der Außenlaufbahn. In Pendelrollenlagern verwendete Rollen werden häufig als tonnenförmig ausgeführte Rollen bezeichnet.
Bekannt sind aber auch Rollenlager mit konvex ausgeführten Rollen, bei denen der Krümmungsradius der Innenlaufbahn, der Außenlaufbahn und der Rollen wesentlich größer ist als bei Pendelrollenlagern (vgl. die schwedische Patentschrift 53 256, die deutsche Patentschrift 928 020, die USA-Patentschrift 3,370,900 und die europäische Offenlegungsschrift 0 175 858). Die in solchen Rollenlagern verwendeten Rollen werden - im Gegensatz zu den tonnenförmig ausgeführten Rollen in Pendelrollenlagern - als ballig ausgeführte Rollen bezeichnet.
Bei Rollenlagern ist im übrigen die Lage des Innenringes in bezug auf den Außenring (und umgekehrt) konstruktiv vorgegeben. Einerseits sind die Mittelachse des Innenringes und die Mittelachse des Außenringes identisch und identisch mit der Lagerachse. Andererseits ist der Innenring in bezug auf den Außenring (bzw. der Außen- ring in bezug auf den Innenring) axial, also in Richtung der Lagerachse, so positioniert, daß sich die Mittellinie der Außenlaufbahn in einer senkrecht auf der Lagerachse stehenden, durch die Mittellinie der Innenlaufbahn gehenden Laufbahnsymmetrieebene befindet. Einbau- und betriebsbedingt können die tatsächlichen Verhältnisse von den zuvor aufgezeigten theoretischen Verhältnissen abweichen. Einerseits kann die Mittelachse des Innenringes unter einem spitzen Winkel zur Mittelachse des Außenringes verlaufen (relative Schiefstellung). Andererseits kann der Innenring gegenüber dem Außenring axial verschoben sein (axiale Verschiebung).
Läßt man das bei Rollenlagern in der Regel vorhandene radiale Spiel zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits sowie zwischen den Rollen und der Außenlaufbahn andererseits unberücksichtigt bzw. geht man davon aus, daß ein radiales Spiel zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits sowie zwischen den Rollen und der Außenlaufbahn andererseits nicht vorhanden ist, so gilt in bezug auf eine mögliche relative Schiefstellung und eine mögliche axiale Verschiebung folgendes:
Rollenlager mit zylindrischen Rollen ermöglichen keine relative Schiefstellung, ermöglichen jedoch ohne weiteres eine weitgehende axiale Verschiebung. Rollenlager mit konvex ausgeführten Rollen ermöglichen eine relative Schiefstellung, ermöglichen jedoch keine axiale Verschiebung.
Läßt man das bei Rollenlagern in der Regel vorhandene radiale Spiel zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits sowie zwischen den Rollen und der Außenlaufbahn andererseits nicht unberücksichtigt, so gilt hinsichtlich der Möglichkeit der relativen Schiefstellung und der Möglichkeit der axialen Verschiebung folgendes:
Bei Rollenlagern mit zylindrischen Rollen ermöglicht das radiale Spiel zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits sowie den Rollen und der Außenlaufbahn andererseits eine begrenzte relative Schiefstellung. Bei Rollenlagern mit konvex ausgeführten Rollen ermöglicht das radiale Spiel zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits sowie den Rollen und der Außenlaufbahn andererseits eine begrenzte axiale Verschiebung. Bei einem vorgegebenen radialen Spiel zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits sowie den Rollen und der Außenlaufbahn ande- rerseits hängt die Größe der möglichen axialen Verschiebung ab vom Verhältnis des Krümmungsradius der Innenlaufbahn, der Außenlaufbahn und der Rollen zum größten Abstand zwischen der Lagerachse und der Außenlaufbahn; je größer dieses Verhältnis ist, desto größer ist die mögliche axiale Verschiebung.
Bei Rollenlagern tritt betriebsbedingt Reibung auf zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen sowie zwischen den Rollen und der Außenlaufbahn. Optimal in bezug auf die betriebsbedingt auftretende Reibung sind Rollenlager mit zylindrisch ausgeführten Rollen. Solche Rollenlager lassen jedoch nur eine begrenzte relative Schiefstellung zu, abhängig vom radialen Spiel zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits sowie den Rollen und der Außenlaufbahn andererseits. Soll eine größere relative Schiefstellung möglich sein, so werden Rollenlager verwendet, bei denen die Rollen, wie zuvor erläutert, ballig ausgeführt sind. Bei solchen Rollenlagern ist die Reibung zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits sowie den Rollen und der Außenlaufbahn andererseits größer als bei Rollenlagern mit zylindrisch ausgeführten Rollen, und zwar auch dann, wenn eine relative Schiefstellung und eine axiale Verschiebung nicht vorliegen. Tritt nun betriebsmäßig eine relative Schiefstellung und/oder eine axiale Verschiebung auf, so erhöht sich die Reibung zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits sowie den Rollen und der Außenlaufbahn andererseits.
Der Erfindung liegt nun die Aufgabe zugrunde, ein Radialrollenlager der Art, von der die Erfindung ausgeht, also ein Radialrollenlager, bei dem die Innenlaufbahn und die Außenlaufbahn ein konkav oder konvex gekrümmtes Längsschnittprofil und die Rollen ein konvex oder konkav gekrümmtes Längsschnittprofil haben, so auszugestalten und weiterzubilden, daß es mit einer geringeren Reibung zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits und/oder zwischen den Rollen und der Außenlaufbahn andererseits behaftet ist, und zwar auch bei einer relativen Schiefstellung und/oder axialen Verschiebung.
Das erfindungsgemäße Radialrollenlager, bei dem die zuvor aufgezeigte Aufgabe gelöst ist, ist nun zunächst und im wesentlichen dadurch gekennzeichnet, daß sich der Krümmungsradius der Innenlaufbahn und der Krümmungsradius der Außenlaufbahn über der Laufbahnbreite ändern, - während bei den bekannten Radialrollenlagern, von denen die Erfindung ausgeht, also bei den bekannten Radialrollenlagern mit ballig ausgeführten Rollen, der Krümmungsradius der Innenlaufbahn und der Außenlaufbahn über der Laufbahnbreite konstant ist, es also nur einen Krümmungsradius für die Innenlaufbahn und die Außenlaufbahn gibt.
Für Radialrollenlager der in Rede stehenden Art gilt, daß sich das Reibmoment, das die Reibung zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits sowie den Rollen und der Außenlaufbahn andererseits beschreibt, zusammensetzt aus Rollreibung und Bohrreibung. Die Rollreibung wird durch die gekrümmten Laufbahnen verursacht; das Verhältnis von Rollendrehzahl zu Ring- bzw. Laufbahndrehzahl ändert sich über der Laufbahnbreite. Die Bohrreibung hat ihre Ursache in dem sich einstellenden Druckwinkel an den Kontaktflächen zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits sowie den Rollen und der Außenlaufbahn andererseits, der seinerseits vor allem von der relativen Schiefstellung abhängig ist. Somit ist das Reibmoment vor allem auch abhängig vom Krümmungsradius der Innenlaufbahn bzw. der Außenlaufbahn dort, wo sich abhängig von der relativen Schiefstellung der Druckwinkel einstellt. Dadurch, daß sich bei dem erfindungsgemäßen Radialrollenlager der Krümmungsradius der Innenlaufbahn und/oder der Krümmungsradius der Außenlaufbahn über der Laufbahnbreite ändert, ist für eine Mehrzahl von unterschiedlichen möglichen relativen Schiefstellungen ein optimaler Krümmungsradius möglich, so daß sich das Reibmoment verringert.
Die zuvor grundsätzlich erläuterte Lehre der Erfindung kann im einzelnen dadurch realisiert sein, daß die Innenlaufbahn und/oder die Außenlaufbahn im Längsschnitt ein zumindest im wesentlichen einem Ellipsenbogen entsprechendes Profil oder ein einer Cassinischen Kurve entsprechendes Profil aufweisen bzw. aufweist. Das hat fertigungstechnische Vorteile, ist jedoch unter dem Gesichtspunkt der Minimierung des Reibmoments nur eine Annäherung an das, was mit größerem fertigungstechnischem Aufwand erreichbar ist.
Bei Radialrollenlagern sind die Zusammenhänge zwischen bestimmten Lagerabmessungen und den Relativbewegungen der Lagerteile - Innenring, Rollen und Außenring - bekannt. Wird über die gesamte Kontaktfläche zwischen der Innenlaufbahn und den Rollen einerseits sowie den Rollen und der Außenlaufbahn andererseits ein konstanter Reibbeiwert vorausgesetzt, dann ist das Reibmoment abhängig von bestimmten Lagerabmessung, der Belastung und dem Reibbeiwert, und es ergibt sich ein lagerabmessungsabhängiges minimales Reibmoment, wenn für den Krümmungsradius R der Innenlaufbahn und der Außenlaufbahn gilt:
Figure imgf000007_0001
k = konstanter Faktor, rm = Abstand zwischen Rollenachse und Lagerachse = halber Teilkreisdurchmesser,
La = wirksame Lagerbreite = Rollenlänge,
Dw = größter Rollendurchmesser,
7 = relative Schiefstellung,
wobei der konstante Faktor k 0,164 ist, wenn mit den Ansätzen gearbeitet wird, die sich aus der Literaturstelle "Kugellager-Zeitschrift", Nr. 154-1967, B. Snare "Das Reibungsmoment in belasteten Kugelkontakten" ergeben; nach der USA-Patentschrift 4,705,411 soll der Faktor k ungefähr 0,56 sein. Weil der Faktor k von verschiedenen Parametern abhängt, die nicht exakt angegeben werden können, empfiehlt es sich, den Faktor k empirisch zu ermitteln, also zu ermitteln, bei welchem Krümmungsradius R der Laufbahnen und den übrigen relevanten Lagerabmessungen bei einer bestimmten relativen Schiefstellung y ein Reibungsminimum auftritt.
Bei einem erfindungsgemäßen Radialrollenlager ist die zugrundeliegende, weiter oben aufgezeigte Aufgabe dann besonders gut gelöst, wenn der Krümmungsradius der Innenlaufbahn und der Krümmungsradius der Außenlaufbahn für eine möglichst große Anzahl von Punkten der Innenlaufbahn und der Außenlaufbahn so berechnet ist, daß sich für eine entsprechende Anzahl von zulässigen unterschiedlichen relativen Schiefstellungen jeweils ein Reibungsminimum ergibt. Im einzelnen ist dabei wie folgt vorzugehen: Für eine erste zulässige relative Schiefstellung y, , beispielsweise von 0,1°, wird nach der weiter oben angegebenen Gleichung der Krümmungsradius R, bestimmt. Dieser Krümmungsradius Rl gehört zu dem Punkt der Innenlaufbahn und der Außenlaufbahn, wo sich bei dieser relativen Schiefstellung y, der Druckwinkel einstellt. Nun wird für eine zweite zulässige relative Schiefstellung y2 , beispielsweise von 0,2°, nach der weiter oben angegebenen Gleichung der Krümmungsradius ft, bestimmt. Dieser Krümmungsradius Rj gehört zu dem Punkt der Innenlaufbahn und der Außenlaufbahn, wo sich bei dieser relativen Schiefstellung y2 der Druckwinkel einstellt. In der zuvor beschriebenen Weise werden dann für eine bestimmte Anzahl n von zulässigen unterschiedlichen relativen Schiefstellungen y in der zuvor beschriebenen Weise die Krümmungsradien für die entsprechenden Punkte der Innenlaufbahn und der Außenlaufbahn bestimmt.
Sind in der zuvor beschriebenen Weise für eine bestimmte Anzahl von zulässigen unterschiedlichen relativen Schiefstellungen die Krümmungsradien für die entsprechenden Punkte der Innenlaufbahn und der Außenlaufbahn bestimmt, so empfiehlt es sich, für die Innenlaufbahn und die Außenlaufbahn eine Ellipse oder eine Cassinische Kurve zu bestimmen, auf der die ermittelten Punkte liegen bzw. mit der eine weitgehende Annäherung an das erreicht werden kann, was punktweise bestimmt worden ist.
Im einzelnen gibt es nun eine Vielzahl von Möglichkeiten, das erfindungsgemäße Radialrollenlager auszugestalten. Dazu wird verwiesen einerseits auf die dem Patentanspruch 1 nachgeordneten Patentansprüche, andererseits auf die Beschreibung eines bevorzugten Ausführungsbeispiels in Verbindung mit der Zeichnung. In der Zeichnung zeigen
Fig. 1 eine vereinfachte Darstellung eines bevorzugten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Radialrollenlagers, im Schnitt, und
Fig. 2 eine vergrößerte Darstellung eines Teils des Radialrollenlagers nach Fig.
1, wiederum im Schnitt, jedoch ohne den in Fig. 1 angedeuteten Käfig. Fig. 1 zeigt ein Radialrollenlager 1, mit einem Innenring 2, mit einem Außenring 3 und mit mehreren Rollen 4 zwischen dem Innenring 2 und dem Außenring 3, wobei der Innenring 2 eine Innenlaufbahn 5 mit einem konvex gekrümmten Längsschnittprofil, der Außenring 3 eine Außenlaufbahn 6 mit einem konvex gekrümmten Längsschnittprofil und die Rollen 4 ein konkav gekrümmtes Längsschnittprofil aufweisen.
Bei dem erfindungsgemäßen Rollenlager 1 ändern sich der Krümmungsradius der Innenlaufbahn 5 und der Krümmungsradius der Außenlaufbahn 6 über der Laufbahnbreite 7. Im einzelnen weisen die Innenlaufbahn 5 und die Außenlaufbahn 6 im Längsschnitt ein einem Ellipsenbogen entsprechendes Profil auf. Die beiden Brennpunkte 8, 9 der die Außenlaufbahn 6 bestimmenden Ellipse 10 liegen in bezug auf den Außenring 3 jenseits der Lagerachse 11. Die Innenlaufbahn 5 ist bestimmt durch eine Ellipse 12, die der die Außenlaufbahn 6 bestimmenden Ellipse 10 entspricht.
Für das dargestellte Ausführungsbeispiel gilt im übrigen, daß die große Halbachse 13 der Ellipse 10 in Abhängigkeit von der Rollenlänge 14 der Rollen 4 und dem Teilkreisdurchmesser 15 des Radialrollenlagers 1 und daß die kleine Halbachse 16 der Ellipse 10 in Abhängigkeit vom größten Rollendurchmesser 17 der Rollen 4 und dem Teilkreisdurchmesser 15 des Radialrollenlagers 1 bestimmt ist. Die Laufbahnbreite 7 der Innenlaufbahn 5 und der Außenlaufbahn 6 ist etwas größer als die Rollenlänge 14 der Rollen 4, damit die Rollen 4 auch bei einer relativen Schiefstellung und/oder einer axialen Verschiebung des Innenringes 2 in bezug auf den Außenring 3 zwischen der Innenlaufbahn 5 und der Außenlaufbahn 6 abrollen.
Im dargestellten Ausführungsbeispiel beträgt das Verhältnis der großen Halbachse 13 der Ellipse 10 zu deren kleiner Halbachse 16 etwa 1,4, das Verhältnis der großen Halbachse 13 der Ellipse 10 zur Rollenlänge 14 der Rollen 4 etwa 2,3.
Die Rollen 4 des dargestellten erfindungsgemäßen Radialrollenlagers 1 sind ballig ausgeführt; die Rollen 4 haben also ein kreisförmiges Längsschnittprofil. Dabei entspricht der Krümmungsradius der Rollen 4 etwa der kleinen Halbachse 16 der Ellipse 10. Schließlich kann der Fig. 1 entnommen werden, daß zu dem dargestellten Radialrollenlager 1 ein Käfig 18 gehört, der die Rollen 4 in ihrer Position zueinander hält, so daß sich auch die einzelnen Rollen 4 nicht gegenseitig berühren können.
In den Figuren ist nicht dargestellt, daß bei dem erfindungsgemäßen Radialrollenlager 1, wie fast bei allen Wälzlagern, zwischen der Innenlaufbahn 5 und den Rollen 4 einerseits sowie zwischen den Rollen 4 und der Außenlaufbahn 6 andererseits radiales Spiel, auch radiale Lagerluft genannt, vorhanden ist. Da das radiale Spiel zwischen der Innenlaufbahn 5 und den Rollen 4 einerseits sowie zwischen den Rollen 4 und der Außenlaufbahn 6 andererseits für die Möglichkeit der relativen Schiefstellung und die Möglichkeit der axialen Verschiebung positiv ist, wird man zweckmäßigerweise eine relativ große radiale Lagerluft verwirklichen, vorzugsweise eine radiale Lagerluft gemäß C 4 oder höher.
Schließlich sei noch darauf hingewiesen, daß im dargestellten Ausführungsbeispiel die Innenlaufbahn 5 und die Außenlaufbahn 6 nicht durch Borde begrenzt sind. Borde können jedoch insoweit vorhanden sein, als dadurch nicht die gewünschte zulässige relative Schiefstellung und die gewünschte zulässige axiale Verschiebung beeinträchtigt wird.

Claims

Patentansprüche :
1. Radialrollenlager, mit einem Innenring (2), mit einem Außenring (3) und mit mehreren Rollen (4) zwischen dem Innenring (2) und dem Außenring (3), wobei der Innenring (2) eine Innenlaufbahn (5) mit einem konkav oder konvex gekrümmten Längsschnittprofil, der Außenring (3) eine Außenlaufbahn (6) mit einem konkav oder konvex gekrümmten Längsschnittprofil und die Rollen (4) ein konvex oder konkav gekrümmtes Längsschnittprofil aufweisen und die Längsachse der Rollen (4) parallel zur Lagerachse (11) verläuft, dadurch gekennzeichnet, daß sich der Krümmungsradius der Innenlaufbahn (5) und der Krümmungsradius der Außenlaufbahn (6) über der Laufbahnbreite (7) ändern.
2. Radialrollenlager nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenlaufbahn (5) und/oder die Außenlaufbahn (6) im Längsschnitt ein zumindest im wesentlichen einem Ellipsenbogen entsprechendes Profil aufweisen bzw. aufweist.
3. Radialrollenlager nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Brennpunkte (8, 9) der dem Profil der Innenlaufbahn (5) oder der Außenlaufbahn (6) entsprechenden Ellipse (10) auf der Lagerachse (11) oder, in bezug auf die Außenlaufbahn (6), jenseits der Lagerachse (11) liegen.
4. Radialrollenlager nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die große Halbachse (13) der Ellipse (10) in Abhängigkeit von der Rollenlänge (14) der Rollen (4) und dem Teilkreisdurchmesser (15) des Radialrollenlagers (1) und die kleine Halbachse (16) der Ellipse (10) in Abhängigkeit vom größten Rollendurchmesser (17) der Rollen (4) und dem Teilkreisdurchmesser (15) des Radialrollenlagers (1) bestimmt ist.
5. Radialrollenlager nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis der großen Halbachse (13) der Ellipse (10) zu deren kleiner Halbachse (16) etwa 1,1 bis 10 beträgt.
6. Radialrollenlager nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis der großen Halbachse (13) der Ellipse (10) zur Rollenlänge (14) der Rollen (4) größer als 1,5 und kleiner als 5 ist.
7. Radialrollenlager nach einem der Ansprüche 2 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis der großen Halbachse (13) der Ellipse (10) zum Produkt aus der Rollenlänge (14) der Rollen (4) und dem Teilkreisdurchmesser (15) des Rollenlagers (1) kleiner als 0,03 ist und daß das Verhältnis der kleinen Halbachse (16) der Ellipse (10) zum größten Rollendurchmesser (17) der Rollen (4) zwischen 2,5 und 7 liegt.
8. Radialrollenlager nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Verhältnis der großen Halbachse (13) der Ellipse (10) zum Produkt aus der Rollenlänge (14) der Rollen (4) und dem Teilkreisdurchmesser (15) des Rollenlagers (1) etwa 1/75 ist und daß das Verhältnis der kleinen Halbachse (16) der Ellipse (10) zum größten Rollendurchmesser (17) der Rollen (4) etwa 4 beträgt.
9. Radialrollenlager nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenlaufbahn (5) und/oder die Außenlaufbahn (6) im Längsschnitt ein zumindest im wesentlichen einer Cassinischen Kurve entsprechendes Profil aufweisen bzw. aufweist.
10. Radialrollenlager nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Brennpunkte der dem Profil der Innenlaufbahn oder der Außenlaufbahn entsprechenden Cassinischen Kurve auf der Lagerachse oder, in bezug auf die Außenlaufbahn, jenseits der Lagerachse liegen.
11. Radialrollenlager nach einem der Ansprüche 2 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Brennpunkte (8, 9) der Ellipse (10) bzw. die Brennpunkte der Cassinischen Kurve maximal um das zweifache des Abstandes zwischen der Lagerachse (11) und der Außenlaufbahn (6), in bezug auf die Außenlaufbahn (6), jenseits der Lagerachse (11) liegen.
12. Radialrollenlager nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Rollen (4) ein kreisbogenförmiges Längsschnittprofil aufweisen.
13. Radialrollenlager nach einem der Ansprüche 2 bis 9 und nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß der Krümmungsradius der Rollen (4) näherungsweise dem Quadrat der großen Halbachse (13) der Ellipse (10), dividiert durch deren kleine Halbachse (16) entspricht.
14. Radialrollenlager nach einem der Ansprüche 2 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Rollen ein einen Teil einer Ellipse entsprechendes Längsschnittprofil aufweisen.
15. Radialrollenlager nach einem der Ansprüche 1, 12, 13 oder 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Krümmungsradius der Innenlaufbahn (5) und/oder der Krümmungsradius der Außenlaufbahn (6) für eine möglichst große Anzahl von Punkten der Innenlaufbahn (5) bzw. der Außenlaufbahn (6) so berechnet ist, daß sich für eine entsprechende Anzahl von zulässigen unterschiedlichen relativen Schiefstellungen jeweils ein Reibungsminimum ergibt.
16. Radialrollenlager nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenlaufbahn (5) und/oder die Außenlaufbahn (6) im Längsschnitt ein im wesentlichen einem Ellipsenbogen entsprechendes Profil oder ein im wesentlich einer Cassinischen Kurve entsprechendes Längsschnittprofil aufweisen bzw. aufweist und daß die im einzelnen bestimmten Punkte der Innenlaufbahn (5) bzw. der Außenlaufbahn (6) auf der Ellipse bzw. auf der Cassinischen Kurve liegen.
17. Radialrollenlager nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß die radiale Lagerluft gemäß C 4 oder größer ausgeführt ist.
18. Radialrollenlager nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenlaufbahn (5) und/oder die Außenlaufbahn (6) durch Borde begrenzt sind bzw. ist.
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