WO2010063281A1 - Wälzlager mit optimiertem aussenring - Google Patents

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WO2010063281A1
WO2010063281A1 PCT/DE2009/001719 DE2009001719W WO2010063281A1 WO 2010063281 A1 WO2010063281 A1 WO 2010063281A1 DE 2009001719 W DE2009001719 W DE 2009001719W WO 2010063281 A1 WO2010063281 A1 WO 2010063281A1
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WO
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rolling bearing
axial
wall thickness
inner ring
groove
Prior art date
Application number
PCT/DE2009/001719
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English (en)
French (fr)
Inventor
Christoph Haizmann
Otmar Hartling
Volker Kestler
Norbert Kretzer
Manuel Lommel
Horst Masuch
Wolfgang May
Oliver Schellberg
Original Assignee
Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg
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Publication date
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    • 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
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    • F16C2240/50—Crowning, e.g. crowning height or crowning radius

Definitions

  • the invention relates to a rolling bearing comprising rolling elements and an outer ring, wherein an outer circumferential surface of the outer ring has two circumferential grooves which are spaced axially at least by the amount of the axial extent of the rolling elements, and wherein a first part of the outer circumferential surface axially between the two grooves is radially withdrawn axially outside the grooves relative to a second part of the outer circumferential surface and wherein the outer ring in the region of the first part of the outer lateral surface has a substantially constant thickness.
  • Such bearings are, for example, to be used as a floating bearing a spindle bearing in a machine tool. Background of the invention
  • Such fast-rotating spindles which are either motor-driven or externally driven, are stored by a fixed bearing and a floating bearing.
  • the spindle is rotatably connected to the inner rings of the fixed bearing or floating bearing, while the outer rings of these bearings are rotatably connected to the housing.
  • angular contact ball bearings are used as fixed bearings and cylindrical roller bearings are used as floating bearings.
  • the cylindrical roller bearings have as a floating bearing the task of compensating thermally induced different axial elongations of the spindle and housing, for example, when in operation, the spindle relative to the cooled housing has a higher temperature.
  • Cylindrical roller bearings are known from the prior art, which should allow both play-free and tension-free operation regardless of the temperature.
  • the outer ring has on an outer circumferential surface a trough-shaped groove, wherein the two axial end portions of the groove are more deeply recessed, as the axially central portion of the groove.
  • the axial extent of the outer ring should be 1.5 to 3.5 times or 2 to 3 times the axial extent of the inner ring. It has been found that this form of outer ring according to DE 10 2004 035 387 B1, in particular the large required axial length, is disadvantageous in practice.
  • the invention has for its object to provide a simple and inexpensive to produce rolling bearing, which has a small axial extent and which allows independent of the operating temperature play-free and simultaneously tension-free operation.
  • a rolling bearing comprising rolling elements and an outer ring, wherein an outer circumferential surface of the outer ring has two circumferential grooves which are axially spaced at least by the amount of the axial extent of the rolling elements, and wherein a first part of the outer circumferential surface axially between the two grooves against - is radially withdrawn axially outside of the grooves over a second part of the outer circumferential surface and wherein the outer ring in the region of the first part of the outer lateral surface has a substantially constant thickness, characterized in that for each groove, the ratio between a radial wall thickness of this groove and an axial wall thickness this groove in the range of 0.5 to 1, 5, wherein the radial wall thickness of the smallest radial wall thickness of the outer ring within the groove corresponds and wherein the axial wall thickness corresponds to the smallest axial distance of the groove to an adjacent end face of the outer ring.
  • a radially flexible outer ring is made possible.
  • the region of the first part of the outer circumferential surface can be pressed radially outward.
  • the area of the first part of the outer circumferential surface has a constant thickness, it is ensured that with a radial displacement of this area, no change in the geometry of this area.
  • a roller body raceway that is radially opposite the first part of the outer lateral surface thus continues to have the desired shape.
  • the rolling bearing according to the invention thus has an outer ring, which is radially elastic or flexible, so that a rolling body raceway of the outer ring can yield radially at a certain load, but the rolling body track does not lose its original shape.
  • the invention is based on the recognition that results from the specific ratio of the radial wall thickness to the axial wall thickness of a groove over the prior art for the following reasons advantageous rolling bearing.
  • DE 10 2004 035 387 B4 therefore aims at outer rings that are as axially as possible.
  • the invention is based on the idea of providing a rolling bearing which has an optimum in terms of the radial flexibility of the outer ring and the required axial space.
  • the groove or grooves are designed such that, firstly, a small axial space of the outer ring results.
  • the axial wall thickness is reduced in relation to the radial wall thickness.
  • the axial wall thickness ie, the area lying axially outside the grooves, ie the second part of the outer circumferential surface
  • the required axial space is smaller. It is thus possible, for example, to provide a conventional standard outer ring with the grooves according to the invention and the intervening radial withdrawal.
  • sufficient radial flexibility is still provided, for example, to be used in a prestressed spindle bearing to compensate for different radial expansions of spindle and housing.
  • the ratio according to the invention of the radial wall thickness to the axial wall thickness also leads to advantages in the production of the outer ring, which may otherwise consist of a conventional material for such outer rings, e.g. Bearing steel. Since this wall thickness ratio is in the range around the value 1, such an outer ring can be hardened more easily and safely than an outer ring known for example from DE 10 2004 035 387 B4, since the corresponding walls of the groove cool down almost equally fast.
  • the ratio of radial wall thickness to axial wall thickness for each groove is in the range of 0.6 to 1.3, preferably in the range of 0.7 to 1.2, more preferably in the range of 0.9 to 1.1 ,
  • the axial extent of each groove is in the range of 10% to 20% of the axial extent of the outer ring, preferential wise in the range of 12.5% to 17.5% of the axial extent of the outer ring.
  • the axial extent of the first part of the outer circumferential surface corresponds to 45% to 55% of the axial extent of the outer ring.
  • the grooves are spaced by the amount of the axial extent of the rolling elements. This allows a particularly space-saving solution. If the rolling body track is positioned on an inner circumferential surface of the outer ring radially relative to the first part of the outer circumferential surface, it is further ensured that the rolling body track always maintains its geometry despite the radial flexibility.
  • the rolling elements roll on a rolling body track, which is radially opposite the first part of the outer circumferential surface.
  • the rolling body is thus axially in a region which is bounded by the two grooves.
  • This rolling body track runs on an inner circumferential surface of the outer ring.
  • one or both grooves have a U-shaped, V-shaped, rectangular or dovetail-shaped cross-sectional profile.
  • the cross-sectional profile of the grooves is preferably rotationally symmetrical with respect to a rotational axis of the outer ring.
  • the value of the axial extent or the cross-sectional profile of both grooves is identical.
  • the outer ring is mirror-symmetrical with respect to a plane perpendicular to the axis of rotation of the outer ring.
  • the diameter of the first part of the outer lateral surface is in the range of 98% to 99.99%, preferably in the range of 99.9% to 99.95%, of the diameter of the second part of the outer lateral surface.
  • one or both grooves have a depth of 1% to 5%, preferably 2% to 4%, of the diameter of the second part of the outer circumferential surface.
  • the roller bearing comprises an inner ring whose axial extent substantially corresponds to the axial extent of the outer ring.
  • the inner ring is a standard inner ring that fits into a standard space.
  • the axial extension of the rolling elements preferably corresponds to 45% to 55% of the axial extent of the rolling bearing or of the inner ring or of the outer ring.
  • the roller bearing comprises an inner ring with at least one board.
  • the inner ring preferably has two bores for axially guiding the rolling bodies. Since the outer ring has no board, ⁇ S is in the rolling bearing to a floating bearing. Preferably, the rolling bearing according to the invention is biased.
  • the roller bearing comprises an inner ring with a conical bore and it can thus be pushed onto a corresponding shaft shoulder.
  • the rolling bearing has an inner ring, the inner ring comprising an inner ring rolling body race located axially between two rims of the inner ring with respect to a rotational axis of the inner ring, each having a contact surface for contacting Wälz Eisenstirn beaurn beaurn beaurn beaurn beaurn beaurn beaurn beaurn beaurn beaurn beaurn beaurn beaurn beaurn beaur, wherein the inner ring between at least one nem board and the venezringskyskyskysky, and wherein a width of a located in the region between the two contact surfaces part of the at least one recess 15% - corresponds to 30% of the distance of the two contact surfaces.
  • the puncture thus extends within the two contact surfaces over 15% - 30% of the distance between the two contact surfaces.
  • the width of the recess and the distance of the contact surfaces is measured parallel to the raceway in a section encompassing the axis of rotation of the inner ring. In such a section, the two contact surfaces are always parallel to each other.
  • the width of a recess thus corresponds to the axial extent of the recess.
  • the inner ring may consist of a conventional material for generic inner rings, for example of bearing steel.
  • a correspondingly large lubricant depot is formed by this puncture.
  • significantly better lubrication conditions are established on the inner ring.
  • the inventive extension of the puncture between the two contact surfaces over 15% to 30%, preferably over 20% to 25%, of the distance between the two contact surfaces, a very good lubricant delivery is made possible.
  • the positioning of the resulting lubricant reservoir on the shelves leads to an optimal lubrication of the contact surface of the shelves, by the lubricant from the end faces of the rolling elements to the contact surfaces the shelf is promoted.
  • the resulting shortening of the inner ring rolling body raceway of the inner ring also results in lower friction between rolling element and inner ring and thus less frictional heat develops during operation.
  • An advantage which, in turn, is particularly strong in particular in the case of rapidly rotating rolling bearings.
  • the invention continues to take advantage of the fact that especially at high speeds, the rolling elements are pressed noticeably outward due to the centrifugal force.
  • the puncture initially represents a corresponding reduction in the width of the réelleringsammlunglzSystemterrorismbahn, which also entails a nominal reduction in the carrying capacity. Due to the centrifugal forces, however, the contact forces between the rolling element and the inner ring rolling element track are reduced, so that the reduction in the bearing capacity is effectively lower.
  • the nominal reduction of the load-bearing capacity caused by the change in the contact geometry according to the invention between the inner-ring rolling-element raceway and the rolling element is thus the smaller the higher the rotational speed.
  • the width of the part of the at least one recess located in the region between the two contact surfaces corresponds to 20% -25% of the distance between the two contact surfaces.
  • the rolling bearing comprising the inner ring having a puncture, the inner ring between each board and the mecanical axis of the inner ring circumferential groove, wherein the width of the located in the region between the two contact surfaces part of each groove 15% - 30%, preferably 20% - 25%, of the distance between the two Contact surfaces corresponds.
  • the puncture or punctures are formed by an undercut, a groove or a return of the inner ring rolling body raceway.
  • a puncture can also be formed differently or by combinations of the forms mentioned.
  • the recess is formed in the same way as the inner ring rolling body raceway and the two contact surfaces are rotationally symmetrical with respect to the rotation axis of the inner ring.
  • a puncture may extend from the adjacent contact surface exclusively towards the other, i. the opposite, contact surface extend. The total width of the recess thus corresponds to the width of the part of the recess located between the contact surfaces.
  • an inscription also extends in the opposite direction. It is thus formed with respect to the adjacent contact surface an undercut.
  • the depth of a puncture can basically be chosen arbitrarily large. Even if the wetting area is not increased by increasing the depth of the recess, enlarging the lubricant reservoir is still advantageous.
  • the inner ring rolling body raceway is crowned.
  • the inner ring thus has a convex shape in the region of the inner ring rolling body raceway.
  • the venezring ⁇ lzSystemterrorismbahn is formed nikballig, ie, in a comprehensive the axis of rotation of the inner ring sectional view, the venezringskyianulzSystemlaufbahn a constant curvature. Compared to a plane réelleringskylzSystemterrorismbahn the diameter at the two axial ends of the mecanicringskyianulzSystemterrorismbahn be reduced for this purpose.
  • the rolling bearing comprising the inner ring having a puncture
  • the diameter of the mecanicalzSystem at the axial ends for example, by 8 microns, ie by 0.01% of 80 mm, reduced.
  • the rolling bearing is a cylindrical roller bearing.
  • it may be a single-row cylindrical roller bearing. This can be used for example as a spindle bearing.
  • FIG. 1 is a schematic sectional view of a first embodiment of the invention
  • FIG. 2 is a schematic sectional view of a second embodiment of the invention
  • FIG. 3 is a schematic sectional view of an inner ring
  • FIG. 5 is a schematic sectional view of a third embodiment of the invention
  • Fig. 6 is a schematic sectional view of a fourth embodiment of the invention.
  • Fig. 7 is a schematic sectional view of a spindle which is mounted by means of a rolling bearing according to the invention.
  • Fig. 1 shows an inventive rolling bearing 1 according to a first embodiment.
  • the rolling bearing 1 is a cylindrical roller bearing and comprises an outer ring 2, which has a rolling body raceway 3, roll on the rolling elements 4.
  • the rolling elements 4 continue to roll on a WälzSystemlaufbahn 5 of the inner ring 6 (êtringisselzSystemlaufbahn 5).
  • the inner ring has ribs 7, 8 for axially guiding the rolling elements 4.
  • Complex, the rolling elements are held by a cage 9 at a distance.
  • the inner ring has a conical inner circumferential surface 13.
  • the outer ring has two grooves 10, 11 which extend circumferentially over an outer circumferential surface 12 a, 12 b of the outer ring 2.
  • the outer circumferential surface has a first part 12a located axially between the two grooves 10, 11 and a second part 12b located axially outside the grooves 10, 11 on both sides.
  • the first part 12a is radially slightly withdrawn, ie the diameter D1 of the outer lateral surface in the region of the first part 12a is smaller than the diameter D2 of the outer lateral surface in the region of the second part 12b.
  • the outer ring is supported radially by the second part 12b of the outer circumferential surface in a housing, not shown.
  • the first part 12a of the outer circumferential surface does not serve as an investment in the housing.
  • the grooves 10, 11 have a U-shaped cross-sectional profile. The grooves 10, 11 close axially in each case directly to the region of the rolling body raceway 3, on which the rolling elements 4 roll.
  • Each groove has an axial wall thickness A and a radial wall thickness B.
  • the axial wall thickness A corresponds in each case to the shortest axial distance between a groove 10, 11 and the adjacent end face 14, 15 of the outer ring.
  • the radial wall thickness B corresponds in each case to the smallest radial wall thickness of the outer ring within the corresponding groove 10, 11.
  • the ratio of radial wall thickness B to axial wall thickness A in this embodiment is approximately 0.7.
  • Fig. 2 shows an inventive rolling bearing 1 according to a second embodiment.
  • the outer ring has two grooves 10, 11 with a dovetail-shaped cross-sectional profile.
  • the ratio of radial wall thickness B to axial wall thickness A is approximately 0.8 in this exemplary embodiment.
  • Fig. 3 shows an inner ring 6 for use in the rolling bearing according to the invention. Shown is a sectional view of the inner ring 6 in a sectional plane which comprises the axis of rotation 19 of the inner ring 6. Evident is the réelleringisselzSystemterrorism5, which is parallel to the axis of rotation 19. The two contact surfaces 20, 21 of the two rims 7, 8 close the mecanicalzSystemonneeganet 5 axially. The two contact surfaces 20, 21 parallel to each other and perpendicular to the rolling body raceway 5 and to the rotation axis 19. It is an inner ring 6 for a cylindrical roller bearing.
  • each recess 22, 23 In each case between a board 7, 8 and the mecanical a recess 22, 23.
  • the width of the recesses 22, 23 is marked with 'a 1 and' b 'and indicates the size of the axial extent of the Ein- Stitches in the area between the two contact surfaces 20, 21 at.
  • Both recesses 22, 23 extend axially exclusively in the area between the two contact surfaces 20, 21 axially.
  • the width 'a' or 'b' corresponds approximately to 20% of the distance of the two contact surfaces 20, marked 'c'. 21.
  • the two recesses 22, 23 each close axially directly to the contact surfaces 20, 21 at.
  • the transition from contact surfaces 20, 21 to the recesses 22, 23 and the transition between the recesses 22, 23 and the mecanic between the recesses 22, 23 and the mecanic schiringisselzoasalaufbahn 5 is rounded by radii 24.
  • the inner bore of the inner ring 6 has a conical inner circumferential surface 13.
  • Fig. 4 shows an inner ring 6 for use in the rolling bearing according to the invention. In essence, this corresponds to the embodiment according to Hg. 3. In contrast, the inner ring rolling body raceway 5, however, performed crowned and has a convex shape.
  • the point with the largest diameter Dam is located in the axial center of the inner ring rolling body raceway 5. In both axial directions, the diameter thereof decreases, i.e., in the axial direction. the venezringskyianulzSystemterrorism 5 is correspondingly withdrawn radially. This steady withdrawal has a minimum diameter Dae at the axial ends of the inner ring rolling raceway 5, respectively.
  • Fig. 5 shows a schematic sectional view of a third embodiment of the invention.
  • Fig. 5 shows a roller bearing 1, namely a roller bearing, comprising an inner ring 6 and an outer ring 2, wherein the outer ring 2 is formed, for example, according to the embodiment of FIG. Shown again is a half of a sectional view comprising the rotation axis 19 of the inner ring 6.
  • the inner ring 6 corresponds to the embodiment of Hg. 4th
  • the roller bearing is a cylindrical roller bearing with cylindrical rolling elements 4, which roll between the mecanical zafeller 5 and a WälzSystemterrorism 3:1 of the outer ring 2.
  • the outer ring 2 is designed without a bord, so that there is a floating bearing.
  • Fig. 6 shows a rolling bearing 1, comprising an inner ring 6 with two recesses 22, 23, which are designed as undercuts.
  • the recesses 22, 23 have axial extensions 'a' and 'b' in the region between the two contact surfaces, these extensions or widths are only part of the total axial extent or width of the recesses.
  • the recesses 22, 23 each have an axial extension 'x' axially outside the contact surfaces.
  • Fig. 7 shows a spindle 16 of a machine tool, which is mounted on the one hand by angular contact ball bearings 17 and on the other hand by an inventive cylindrical roller bearing 18, for example according to the embodiment of FIG.

Landscapes

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  • Mechanical Engineering (AREA)
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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Wälzlager (1), umfassend Wälzkörper (4) sowie einen Aussenring (2), wobei eine Aussenmantelfläche (12a, 12b) des Aussenrings (2) zwei umlaufende Nuten (10, 11) aufweist, die axial zumindest um den Betrag der axialen Erstreckung der Wälzkörper (4) beabstandet sind, und wobei ein erster Teil der Aussenmantelfläche (12b) axial zwischen den beiden Nuten (10, 11) gegenüber einem zweiten Teil der Aussenmantelfläche (12b) axial ausserhalb der Nuten (10, 11) radial zurückgenommen ist und wobei der Aussenring im Bereich des ersten Teils der Aussenmantelfläche (12a) eine im Wesentlichen konstante Dicke aufweist. Um ein einfach und kostengünstig herzustellendes Wälzlager bereitzustellen, das in einen Standardbauraum passt, wird vorgeschlagen, dass für jede Nut das Verhältnis zwischen einer radialen Wandstärke (B) dieser Nut und einer axialen Wandstärke (A) dieser Nut im Bereich von 0,5 bis 1,5 liegt, wobei die radiale Wandstärke (B) der kleinsten radialen Wandstärke des Aussenrings innerhalb der Nut entspricht und wobei die axiale Wandstärke (A) dem kleinsten axialen Abstand der Nut zu einer benachbarten Stirnfläche (14, 15) des Aussenrings entspricht.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Wälzlager mit optimiertem Außenring
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft ein Wälzlager, umfassend Wälzkörper sowie einen Au- ßenring, wobei eine Außenmantelfläche des Außenrings zwei umlaufende Nuten aufweist, die axial zumindest um den Betrag der axialen Erstreckung der Wälzkörper beabstandet sind, und wobei ein erster Teil der Außenmantelfläche axial zwischen den beiden Nuten gegenüber einem zweiten Teil der Außenmantelfläche axial außerhalb der Nuten radial zurückgenommen ist und wobei der Außenring im Bereich des ersten Teils der Außenmantelfläche eine im Wesentlichen konstante Dicke aufweist. Derartige Wälzlager eignen sich beispielsweise, um als Loslager einer Spindellagerung in einer Werkzeugmaschine eingesetzt zu werden. Hintergrund der Erfindung
Solche sich schnell drehenden Spindeln, die entweder motorgetrieben oder fremdgetrieben sind, werden durch ein Festlager sowie ein Loslager gela- gert. Die Spindel ist dabei drehfest mit den Innenringen der Festlager bzw. Loslager verbunden, während die Außenringe dieser Lager drehfest mit dem Gehäuse verbunden sind.
Typischerweise werden als Festlager Schrägkugellager und als Loslager Zy- linderrollenlager eingesetzt. Die Zylinderrollenlager haben dabei als Loslager die Aufgabe, thermisch bedingte unterschiedliche axiale Längendehnungen von Spindel und Gehäuse auszugleichen, wenn beispielsweise im Betrieb die Spindel gegenüber dem gekühlten Gehäuse eine höhere Temperatur aufweist.
Da in Werkzeugmaschinen sehr hohe Anforderungen an die Bearbeitungsgenauigkeit gestellt werden, sind diese Zylinderrollenlager in der Regel spielfrei eingestellt. Bei hohen Temperaturdifferenzen zwischen warmer Spindel und gekühltem Gehäuse können diese Zylinderrollenlager dann aber radial wegen der unterschiedlichen Ausdehnungen der Lagerringe verspannen.
Aus dem Stand der Technik sind Zylinderrollenlager bekannt, die einen sowohl spielfreien aus auch verspannungsfreien Betrieb unabhängig von der Temperatur ermöglichen sollen.
Aus der DE 965 671 ist ein Zylinderrollenlager bekannt, dessen Radialspiel im eingebauten Zustand regelbar sein soll, indem unter anderem ein Außenring radiale Ausnehmungen aufweist. Nachteilig bei dem Wälzlager der DE 965 671 ist jedoch, dass der Außenring bei der Einstellung des Radialspiels und bei der radialen Belastung durch die Wälzkörper seine Geometrie im Bereich der Wälzkörperlaufbahn ändert und sich insbesondere wölbt, was negative Auswirkungen auf den Wälzkontakt zwischen Wälzkörperlaufbahn und Wälzkörper hat. So wird der Wälzkontakt zwischen Wälzkörperlaufbahn und Wälzkörper verringert was zu einer Reduzierung der Tragfähigkeit führt.
Aus der DE 10 2004 035 387 B4 ist ein Zylinderrollenlager bekannt, dessen Außenring auf einer Außenmantelfläche eine wannenförmige Nut aufweist, wobei die beiden axialen Endbereiche der Nut stärker vertieft sind, als der axial mittlere Bereich der Nut. Um ein radialspielfreies Lager bereitzustellen, wird gemäß der Lehre der DE 10 2004 035 387 B4 vorgeschlagen, die axiale Erstreckung eines derart gestalteten Außenrings größer als die des Innen- rings zu wählen. Insbesondere soll gemäß bevorzugten Ausführungsformen die axiale Erstreckung des Außenrings das 1 ,5- bis 3,5-fache bzw. das 2- bis 3-fache der axialen Erstreckung des Innenring betragen. Es zeigte sich, dass diese Form des Außenrings gemäß der DE 10 2004 035 387 B1 , insbesondere die große erforderliche axiale Baulänge, in der Praxis nachteilig ist.
Aufgabe der Erfindung
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein einfach und kostengünstig herzustellendes Wälzlager bereitzustellen, welches eine geringe axiale Erstreckung aufweist und welches unabhängig von der Betriebstemperatur einen spielfreien und gleichzeitig verspannungsfreien Betrieb ermöglicht.
Zusammenfassung der Erfindung
Diese Aufgabe wird durch ein Wälzlager gemäß den Merkmalen des unabhängigen Anspruchs gelöst. Demzufolge ist ein Wälzlager, umfassend Wälzkörper sowie einen Außenring, wobei eine Außenmantelfläche des Außen- rings zwei umlaufende Nuten aufweist, die axial zumindest um den Betrag der axialen Erstreckung der Wälzkörper beabstandet sind, und wobei ein erster Teil der Außenmantelfläche axial zwischen den beiden Nuten gegen- über einem zweiten Teil der Außenmantelfläche axial außerhalb der Nuten radial zurückgenommen ist und wobei der Außenring im Bereich des ersten Teils der Außenmantelfläche eine im Wesentlichen konstante Dicke aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass für jede Nut das Verhältnis zwischen einer radialen Wandstärke dieser Nut und einer axialen Wandstärke dieser Nut im Bereich von 0,5 bis 1 ,5 liegt, wobei die radiale Wandstärke der kleinsten radialen Wandstärke des Außenrings innerhalb der Nut entspricht und wobei die axiale Wandstärke dem kleinsten axialen Abstand der Nut zu einer benachbarten Stirnfläche des Außenrings entspricht.
Durch die Nuten sowie den radial zurückgenommen Bereich der zylindrischen Außenmantelfläche, der axial zwischen den beiden Nuten liegt, wird ein radial flexibler Außenring ermöglicht. Insbesondere kann der Bereich des ersten Teils der Außenmantelfläche radial nach außen gedrückt werden. In- dem der Bereich des ersten Teils der Außenmantelfläche eine konstante Dicke aufweist, wird gewährleistet, dass bei einer radialen Verschiebung dieses Bereichs, keine Veränderung der Geometrie dieses Bereichs erfolgt. Eine dem ersten Teil der Außenmantelfläche radial gegenüberliegende Wälzkörperlaufbahn weist somit weiterhin die gewünscht Form auf. Das erfin- dungsgemäße Wälzlager weist somit einen Außenring auf, der radial elastisch bzw. flexibel ist, so dass eine Wälzkörperlaufbahn des Außenrings bei einer bestimmten Belastung radial nachgeben kann, wobei die Wälzkörperlaufbahn dabei jedoch nicht ihre ursprüngliche Form verliert.
Die Erfindung beruht auf der Erkenntnis, dass durch das spezifische Verhältnis der radialen Wandstärke zu der axialen Wandstärke einer Nut ein gegenüber dem Stand der Technik aus folgenden Gründen vorteilhaftes Wälzlager resultiert.
Grundsätzlich gilt, dass je axial breiter ein gattungsgemäßer Außenring ausgeführt wird, desto größer kann dessen radiale Flexibilität sein. Die DE 10 2004 035 387 B4 zielt daher auf möglichst axial breite Außenringe ab. Der Erfindung liegt jedoch die Idee zu Grunde, ein Wälzlager bereitzustellen, dass in Bezug auf die radiale Flexibilität des Außenrings und den benötigten axialen Bauraum ein Optimum aufweist. Hierfür wird die Nut bzw. werden die Nuten derart gestaltet, dass erstens ein geringer axialer Bauraum des Au- ßenrings resultiert. So wird im Vergleich zur Lösung der DE 102004035 387 B4 die axiale Wandstärke in Bezug zur radialen Wandstärke verringert. Bei gegebener radialer Wandstärke, um eine bestimmte radiale Flexibilität zu erreichen, wird erfindungsgemäß die axiale Wandstärke, d.h. der axial außerhalb der Nuten liegende Bereich, also der zweite Teil der Außenmantel- fläche, kleiner. Dadurch ist der benötigte axiale Bauraum geringer. Es wird somit beispielsweise ermöglicht, einen herkömmlichen Standardaußenring mit den erfindungsgemäßen Nuten sowie der dazwischen befindlichen radialen Rücknahme zu versehen. Zweitens wird jedoch weiterhin eine ausreichende radiale Flexibilität bereitgestellt, um beispielsweise in einem vorge- spannten Spindellager eingesetzt zu werden, um dort unterschiedliche radiale Ausdehnungen von Spindel und Gehäuse auszugleichen.
Das erfindungsgemäße Verhältnis der radialen Wandstärke zu der axialen Wandstärke führt auch zu Vorteilen in der Herstellung des Außenrings, der im Übrigen aus einem herkömmlichen Material für derartige Außenringe bestehen kann, z.B. Wälzlagerstahl. Da dieses Wandstärkenverhältnis in einem Bereich um den Wert 1 liegt, lässt sich ein derartiger Außenring einfacher und sicherer Härten, als ein beispielsweise aus der DE 10 2004 035 387 B4 bekannter Außenring, da die entsprechenden Wände der Nut nahe- zu gleich schnell abkühlen.
Gemäß einer Ausführungsform liegt für jede Nut das Verhältnis von radialer Wandstärke zu axialer Wandstärke im Bereich von 0,6 bis 1 ,3, vorzugsweise im Bereich von 0,7 bis 1 ,2, weiter vorzugsweise im Bereich von 0,9 bis 1 ,1.
Gemäß einer Ausführungsform liegt die axiale Erstreckung jeder Nut im Bereich von 10 % bis 20 % der axialen Erstreckung des Außenrings, Vorzugs- weise im Bereich von 12,5 % bis 17,5 % der axialen Erstreckung des Außenrings.
Gemäß einer Ausführungsform entspricht die axiale Erstreckung des ersten Teils der Außenmantelfläche 45 % bis 55 % der axialen Erstreckung des Außenrings.
Gemäß einer Ausführungsform sind die Nuten um den Betrag der axialen Erstreckung der Wälzkörper beabstandet. Hierdurch wird eine besonders platzsparende Lösung ermöglicht. Falls die Wälzkörperlaufbahn auf einer inneren Mantelfläche des Außenrings radial gegenüber dem ersten Teil der Außenmantelfläche positioniert wird, wird weiterhin gewährleistet, dass die Wälzkörperlaufbahn trotz der radialen Flexibilität stets ihre Geometrie beibehält.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform rollen die Wälzkörper auf einer Wälzkörperlaufbahn ab, die dem ersten Teil der Außenmantelfläche radial gegenüberliegt. Die Wälzkörperlaufbahn liegt somit axial in einem Bereich der durch die beiden Nuten begrenzt wird. Diese Wälzkörperlaufbahn ver- läuft dabei auf einer Innenmantelfläche des Außenrings.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform weisen eine oder beide Nuten ein U-förmiges, V-förmiges, rechteckiges oder schwalbenschwanzförmiges Querschnittsprofil auf. Selbstverständlich sind auch andere Formen bzw. Kombination hiervon denkbar. Das Querschnittsprofil der Nuten ist dabei vorzugsweise bezüglich einer Rotationsachse des Außenrings rotationssymmetrisch.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform ist der Wert der axialen Erstreckung oder das Querschnittsprofil beider Nuten identisch. Insoweit ist der Außenring bezüglich einer senkrecht zur Rotationsachse des Außenrings stehenden Ebene spiegelsymmetrisch. Gemäß einer weiteren Ausführungsform liegt der Durchmesser des ersten Teils der Außenmantelfläche im Bereich von 98 % bis 99,99 %, vorzugsweise im Bereich von 99,9 % bis 99,95 %, des Durchmessers des zweiten Teils der Außenmantelfläche.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform weisen eine oder beide Nuten eine Tiefe von 1 % bis 5 %, vorzugsweise von 2 % bis 4 %, des Durchmessers des zweiten Teils der Außenmantelfläche auf.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform umfasst das Wälzlager einen Innenring, dessen axiale Erstreckung im Wesentlichen der axialen Erstreckung des Außenrings entspricht. Vorzugsweise handelt es sich bei dem Innenring um einen Standardinnenring, der in einen Standardbauraum passt. Die axiale Erstreckung der Wälzkörper entspricht vorzugsweise 45 % bis 55 % der axialen Erstreckung des Wälzlagers bzw. des Innenrings bzw. des Außenrings.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform umfasst das Wälzlager einen Innenring mit zumindest einem Bord. Vorzugsweise weist der Innenring zwei Bor- de zum axialen Führen der Wälzkörper auf. Da der Außenring keinen Bord aufweist, handelt ΘS sich bei dem Wälzlager um ein Loslager. Vorzugsweise ist das erfindungsgemäße Wälzlager vorgespannt.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform umfasst das Wälzlager einen Innen- ring mit einer konischen Bohrung und es kann somit auf einen entsprechenden Wellenabsatz aufgeschoben werden.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform weist das Wälzlager einen Innenring auf, der Innenring umfassend eine Innenringwälzkörperlaufbahn, die sich bezüglich einer Rotationsachse des Innenrings axial zwischen zwei Borden des Innenrings mit jeweils einer Kontaktfläche zum Kontaktieren von Wälzkörperstirnseiten befindet, wobei der Innenring zwischen zumindest ei- nem Bord und der Innenringwälzkörperlaufbahn einen bezüglich der Rotationsachse des Innenrings umlaufenden Einstich aufweist, und wobei eine Breite eines sich im Bereich zwischen den beiden Kontaktflächen befindlichen Teiles des mindestens einen Einstiches 15 % - 30 % des Abstandes der beiden Kontaktflächen entspricht. Der Einstich erstreckt sich somit innerhalb der beiden Kontaktflächen über 15 % - 30 % der Strecke zwischen den beiden Kontaktflächen. Die Breite des Einstiches sowie der Abstand der Kontaktflächen wird in einem die Rotationsachse des Innenrings umfassenden Schnitt parallel zur Laufbahn gemessen. In einem solchen Schnitt sind die beiden Kontaktflächen stets zueinander parallel. Bei einem Innenring eines Zylinderrollenlagers entspricht die Breite eines Einstiches somit der axialen Erstreckung des Einstiches. Der Innenring kann im Übrigen aus einem herkömmlichen Material für gattungsgemäße Innenringe bestehen, z.B. aus Wälzlagerstahl.
Dieser Ausführungsform liegt dabei die Erkenntnis zu Grunde, dass zwar durch den erfindungsgemäßen Einstich eine Reduzierung der Breite der Innenringwälzkörperlaufbahn und somit der Tragfähigkeit eines diesen Innenring umfassenden Wälzlagers resultiert. Entgegen der bisherigen Ansicht ist ein derart groß gewählter Einstich in bestimmten Anwendungen dennoch vorteilhaft, da die durch den Einstich entstandenen Vorteile diesen Nachteil aufwiegen.
So wird durch diesen Einstich ein entsprechend großes Schmiermitteldepot gebildet. Dadurch stellen sich deutlich bessere Schmierverhältnisse am Innenring ein. Insbesondere zeigte sich, dass durch die erfindungsgemäße Erstreckung des Einstiches zwischen den beiden Kontaktflächen über 15 % bis 30 %, vorzugsweise über 20 % bis 25 %, des Abstandes der beiden Kontaktflächen, eine überaus gute Schmierstoffförderung ermöglicht wird. Wei- terhin führt die Positionierung des entstandenen Schmiermitteldepots an den Borden zu einer optimalen Schmierung der Kontaktfläche der Borde, indem der Schmierstoff von den Stirnflächen der Wälzkörper zu den Kontaktflächen der Borde gefördert wird.
Durch die resultierende Verkürzung der Innenringwälzkörperlaufbahn des Innenrings ergibt sich außerdem eine geringere Reibung zwischen Wälzkör- per und Innenring und somit entwickelt sich im Betrieb weniger Reibungswärme. Ein Vorteil der wiederum insbesondere bei sich schnell drehenden Wälzlagern besonders stark zum Tragen kommt.
Die Erfindung macht sich weiterhin zu Nutze, dass insbesondere bei hohen Drehzahlen die Wälzkörper aufgrund der Fliehkraft spürbar nach außen gedrückt werden. Zwar stellt der Einstich zunächst eine entsprechende Verkürzung der Breite der Innenringwälzkörperlaufbahn dar, die auch eine nominelle Reduzierung der Tragfähigkeit nach sich zieht. Aufgrund der Fliehkräfte werden die Kontaktkräfte zwischen Wälzkörper und Innenringwälzkörper- laufbahn jedoch reduziert, so dass die Reduzierung der Tragfähigkeit effektiv geringer ausfällt. Die durch die erfindungsgemäße Veränderung der Kontaktgeometrie zwischen Innenringwälzkörperlaufbahn und Wälzkörper verursachte nominelle Reduzierung der Tragfähigkeit ist somit umso kleiner je größer die Drehzahl ist.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform des Wälzlagers, umfassend den einen Einstich aufweisenden Innenring, entspricht die Breite des sich im Bereich zwischen den beiden Kontaktflächen befindlichen Teiles des mindestens einen Einstiches 20 % - 25 % des Abstandes der beiden Kontaktflä- chen.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform des Wälzlagers, umfassend den einen Einstich aufweisenden Innenring, weist der Innenring zwischen jedem Bord und der Innenringwälzkörperlaufbahn einen bezüglich der Rotations- achse des Innenrings umlaufenden Einstich auf, wobei die Breite des sich im Bereich zwischen den beiden Kontaktflächen befindlichen Teiles jedes Einstiches 15 % - 30 %, vorzugsweise 20 % - 25 %, des Abstandes der beiden Kontaktflächen entspricht.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform des Wälzlagers, umfassend den einen Einstich aufweisenden Innenring, werden der Einstich bzw. die Einsti- che durch einen Hinterschnitt, eine Nut oder eine Rücknahme der Innen- ringwälzkörperlaufbahn gebildet. Selbstverständlich kann ein Einstich auch andersartig bzw. durch Kombinationen der genannten Formen gebildet werden. Vorzugsweise ist der Einstich genauso wie die Innenringwälzkörperlauf- bahn und die beiden Kontaktflächen rotationssymmetrisch bezüglich der Ro- tationsachse des Innenrings ausgebildet. Ein Einstich kann sich von der benachbarten Kontaktfläche aus ausschließlich in Richtung der anderen, d.h. der gegenüberliegenden, Kontaktfläche erstrecken. Die Gesamtbreite des Einstiches entspricht somit der Breite des sich zwischen den Kontaktflächen befindlichen Teiles des Einstiches. Denkbar ist aber auch, dass sich ein Ein- stich darüber hinaus auch in die entgegengesetzte Richtung erstreckt. Es wird somit bezüglich der benachbarten Kontaktfläche eine Hinterschneidung gebildet. Die Tiefe eines Einstiches kann grundsätzlich beliebig groß gewählt werden. Auch wenn durch eine Vergrößerung der Tiefe des Einstiches die Benetzungsfläche nicht vergrößert wird, ist die Vergrößerung des Schmier- mitteldepots dennoch vorteilhaft.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform des Wälzlagers, umfassend den einen Einstich aufweisenden Innenring, ist die Innenringwälzkörperlaufbahn ballig ausgeführt. Der Innenring weist somit im Bereich der Innenringwälz- körperlaufbahn eine konvexe Form auf. Vorzugsweise ist die Innenringwälzkörperlaufbahn kreisballig ausgebildet, d.h. in einer die Rotationsachse des Innenrings umfassenden Schnittdarstellung weist die Innenringwälzkörperlaufbahn eine konstante Krümmung auf. Gegenüber einer planen Innenringwälzkörperlaufbahn werden die Durchmesser an den beiden axialen Enden der Innenringwälzkörperlaufbahn hierzu reduziert. Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform des Wälzlagers, umfassend den einen Einstich aufweisenden Innenring, beträgt eine Rücknahme der Innenringwälzkörperlaufbahn an den axialen Enden der Innenringwälzkörperlaufbahn 0,0025 % bis 0,015 %, vorzugsweise 0,005 % bis 0,0125 %, weiter vorzugsweise 0,01 % bezogen auf den Durchmesser der Innenringwälzkörperlaufbahn in der axialen Mitte der Innenringwälzkörperlaufbahn. Bei einem Innenring eines Zylinderrollen- lagers, dessen Durchmesser der Innenringwälzkörperlaufbahn in der axialen Mitte 80 mm beträgt, wird der Durchmesser der Innenringwälzkörperlaufbahn an den axialen Enden beispielsweise um 8 μm, also um 0,01 % von 80 mm, reduziert. Der Vorteil einer balligen Innenringwälzkörperlaufbahn ist, dass das Auftreten von Kantenläufern im Betrieb minimiert wird.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform ist das Wälzlager ein Zylinderrollenlager. Beispielsweise kann es sich um ein einreihiges Zylinderrollenlager handeln. Dieses kann beispielsweise als Spindellagerung eingesetzt werden.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung werden im Folgenden unter Bezugnahme auf die beiliegenden Figuren beschrieben, hierbei zeigt:
Fig. 1 eine schematische Schnittdarstellung eines ersten Ausführungsbeispiels der Erfindung,
Fig. 2 eine schematische Schnittdarstellung eines zweiten Ausführungsbei- spiels der Erfindung,
Fig. 3 eine schematische Schnittdarstellung eines Innenrings,
Fig. 4 eine schematische Schnittdarstellung eines Innenrings,
Fig. 5 eine schematische Schnittdarstellung eines dritten Ausführungsbeispiels der Erfindung, Fig. 6 eine schematische Schnittdarstellung eines vierten Ausführungsbeispiels der Erfindung, und
Fig. 7 eine schematische Schnittdarstellung einer Spindel, die mittels eines erfindungsgemäßen Wälzlagers gelagert ist.
Beschreibung der Zeichnungen
Fig. 1 zeigt ein erfindungsgemäßes Wälzlager 1 gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel. Das Wälzlager 1 ist ein Zylinderrollenlager und umfasst einen Außenring 2, der eine Wälzkörperlaufbahn 3 aufweist, auf der Wälzkörper 4 abrollen. Die Wälzkörper 4 rollen weiterhin auf einer Wälzkörperlaufbahn 5 des Innenrings 6 (Innenringwälzkörperlaufbahn 5) ab. Der Innenring weist Borde 7, 8 zum axialen Führen der Wälzkörper 4 auf. Umfänglich werden die Wälzkörper durch einen Käfig 9 auf Abstand gehalten. Der Innenring weist eine konische Innenmantelfläche 13 auf.
Der Außenring weist zwei Nuten 10, 11 auf, die umfänglich über eine Au- ßenmantelfläche 12a, 12b des Außenrings 2 verlaufen. Die Außenmantelfläche weist einen ersten Teil 12a auf, der sich axial zwischen den beiden Nuten 10, 11 befindet, und einen zweiten Teil 12b, der sich zu beiden Seiten axial außerhalb der Nuten 10, 11 befindet. Der erste Teil 12a ist radial leicht zurückgenommen, d.h. der Durchmesser D1 der Außenmantelfläche im Be- reich des ersten Teils 12a ist kleiner als der Durchmesser D2 der Außenmantelfläche im Bereich des zweiten Teils 12b. Der Außenring stützt sich radial durch den zweiten Teil 12b der Außenmantelfläche in einem nicht dargestellten Gehäuse ab. Der erste Teil 12a der Außenmantelfläche dient demgegenüber nicht als Anlage in dem Gehäuse. Die Nuten 10, 11 weisen ein U-förmiges Querschnittsprofil auf. Die Nuten 10, 11 schließen sich axial jeweils direkt an den Bereich der Wälzkörperlaufbahn 3 an, auf dem die Wälzkörper 4 abrollen.
Jede Nut weist eine axiale Wandstärke A und eine radiale Wandstärke B auf. Die axiale Wandstärke A entspricht jeweils dem kürzesten axialen Abstand zwischen einer Nut 10, 11 und der benachbarten Stirnseite 14, 15 des Außenrings. Die radiale Wandstärke B entspricht jeweils der kleinsten radialen Wandstärke des Außenrings innerhalb der entsprechenden Nut 10, 11. Das Verhältnis von radialer Wandstärke B zu axialer Wandstärke A beträgt in diesem Ausführungsbeispiel etwa 0,7.
Fig. 2 zeigt ein erfindungsgemäßes Wälzlager 1 gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel. Als wesentlicher Unterschied zu dem ersten Ausführungs- beispiel weist dar Außenring zwei Nuten 10, 11 mit einem schwalben- schwanzförmigen Querschnittsprofil auf. Das Verhältnis von radialer Wandstärke B zu axialer Wandstärke A beträgt in diesem Ausführungsbeispiei etwa 0,8.
Fig. 3 zeigt einen Innenring 6 zur Verwendung in dem erfindungsgemäßen Wälzlager. Dargestellt ist eine Schnittdarstellung des Innenrings 6 in einer Schnittebene, die die Rotationsachse 19 des Innenrings 6 umfasst. Zu erkennen ist die Innenringwälzkörperlaufbahn 5, die parallel zur Rotationsachse 19 verläuft. Die beiden Kontaktflächen 20, 21 der beiden Borde 7, 8 schließen die Innenringwälzkörperlaufbahn 5 axial ein. Die beiden Kontaktflächen 20, 21 verlaufen parallel zueinander und senkrecht zur Wälzkörperlaufbahn 5 sowie zur Rotationsachse 19. Es handelt sich um einen Innenring 6 für ein Zylinderrollenlager.
Jeweils zwischen einem Bord 7, 8 und der Innenringwälzkörperlaufbahn 5 befindet sich ein Einstich 22, 23. Die Breite der Einstiche 22, 23 ist mit 'a1 bzw. 'b' gekennzeichnet und gibt die Größe der axialen Erstreckung der Ein- Stiche im Bereich zwischen den beiden Kontaktflächen 20, 21 an. Beide Einstiche 22, 23 erstrecken sich axial ausschließlich in dem Bereich axial zwischen den beiden Kontaktflächen 20, 21. Die Breite 'a' bzw. 'b' entspricht in etwa 20 % des mit 'c' gekennzeichneten Abstandes der beiden Kontaktflä- chen 20, 21. Die beiden Einstiche 22, 23 schließen sich jeweils axial direkt an die Kontaktflächen 20, 21 an. Der Übergang von Kontaktflächen 20, 21 zu den Einstichen 22, 23 sowie der Übergang zwischen den Einstichen 22, 23 und der Innenringwälzkörperlaufbahn 5 ist durch Radien 24 verrundet.
Die Innenbohrung des Innenrings 6 weist eine konische Innenmantelfläche 13 auf.
Fig. 4 zeigt einen Innenring 6 zur Verwendung in dem erfindungsgemäßen Wälzlager. Im Wesentlichen entspricht dieser dem Ausführungsbeispiel nach Hg. 3. Im Gegensatz hierzu ist die Innenringwälzkörperlaufbahn 5 jedoch ballig ausgeführt und weist eine konvexe Form auf.
Der Punkt mit dem größten Durchmesser Dam befindet sich in der axialen Mitte der Innenringwälzkörperlaufbahn 5. In beiden axialen Richtungen da- von fällt der Durchmesser ab, d.h. die Innenringwälzkörperlaufbahn 5 wird entsprechend radial zurückgenommen. Diese stetige Rücknahme weist einen minimalen Durchmesser Dae jeweils an den axialen Enden der Innenringwälzkörperlaufbahn 5 auf.
In diesem Beispiel ist Dam = 80 mm während Dae = 79,992 mm ist.
Fig. 5 zeigt eine schematische Schnittdarstellung eines dritten Ausführungsbeispiels der Erfindung. Fig. 5 zeigt ein Wälzlager 1 , nämlich ein Rollenlager, umfassend einen Innenring 6 sowie einen Außenring 2, wobei der Außenring 2 z.B. nach dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 1 ausgebildet ist. Dargestellt ist wiederum eine Hälfte einer Schnittdarstellung umfassend die Rotationsachse 19 des Innenrings 6. Der Innenring 6 entspricht dem Ausführungsbeispiel nach Hg. 4.
Das Rollenlager stellt ein Zylinderrollenlager mit zylindrischen Wälzkörpern 4 dar, die zwischen der Innenringwälzkörperlaufbahn 5 sowie einer Wälzkörperlaufbahn 3 des Außenrings 2 abrollen. Der Außenring 2 ist bordlos ausgeführt, so dass sich ein Loslager ergibt.
Fig. 6 zeigt ein Wälzlager 1 , umfassend einen innenring 6 mit zwei Einstichen 22, 23, die als Hinterschnitte ausgeführt sind. Die Einstiche 22, 23 weisen axiale Erstreckungen 'a' bzw. 'b' im Bereich zwischen den beiden Kontaktflächen auf, wobei diese Erstreckungen bzw. Breiten nur ein Teil der gesamten axialen Erstreckung bzw. Breite der Einstiche sind. So weisen die Einstiche 22, 23 jeweils eine axiale Erstreckung 'x' axial außerhalb der Kontaktflächen auf.
Fig. 7 zeigt eine Spindel 16 einer Werkzeugmaschine, die einerseits durch Schrägkugellager 17 sowie andererseits durch ein erfindungsgemäßes Zylinderrollenlager 18, z.B. gemäß dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 gelagert ist.
Bezugszeichenliste
1 Wälzlager
2 Außenring
3 Wälzkörperlaufbahn
4 Wälzkörper
5 Wälzkörperlaufbahn des Innenrings (Innenringwälzkörperlaufbahn)
6 Innenring
7 Bord
8 Bord
9 Käfig
10 Nut
11 Nut
12a Außenmantelfläche (erster Teil)
12b Außenmantelfläche (zweiter Teil)
13 Innenmantelfläche
14 Stirnseite
15 Stirnseite
16 Spindel
17 Schrägkugellager
18 Zylinderrollenlager
19 Rotationsachse
20 Kontaktfläche
21 Kontaktfläche
22 Einstich
23 Einstich
24 Radius

Claims

Patentansprüche
1. Wälzlager, umfassend Wälzkörper (4) sowie einen Außenring (2), wobei eine Außenmantelfläche (12a, 12b) des Außenrings (2) zwei umlaufende Nuten (10, 11) aufweist, die axial zumindest um den Betrag der axialen Erstreckung der Wälzkörper (4) beabstandet sind, und wobei ein erster Teil (12a) der Außenmantelfläche axial zwischen den beiden Nuten (10, 11) gegenüber einem zweiten Teil (12b) der Außenmantelfläche axial außerhalb der Nuten (10, 11) radial zurück- genommen ist und wobei der Außenring (2) im Bereich des ersten
Teils (12a) der Außenmantelfläche eine im Wesentlichen konstante Dicke aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass für jede Nut (10, 11) das Verhältnis zwischen einer radialen Wandstärke (B) dieser Nut (10, 11) und einer axialen Wandstärke (A) dieser Nut (10, 11) im Bereich von 0,5 bis 1 ,5 liegt, wobei die radiale Wandstärke (B) der kleinsten radialen Wandstärke des Außenrings (2) innerhalb der Nut (10, 11) entspricht und wobei die axiale Wandstärke (A) dem kleinsten axialen Abstand der Nut (10, 11) zu einer benachbarten Stirnfläche (14, 15) des Außenrings (2) entspricht.
2. Wälzlager nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass für jede Nut (10, 11) das Verhältnis von radialer Wandstärke (B) zu axialer Wandstärke (A) im Bereich von 0,6 bis 1 ,3, vorzugsweise im Bereich von 0,7 bis 1 ,2, weiter vorzugsweise im Bereich von 0,9 bis 1 ,1 liegt.
3. Wälzlager nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die axiale Erstreckung jeder Nut (10, 11) im Bereich von 10 % bis 20
% der axialen Erstreckung des Außenrings (2), vorzugsweise im Bereich von 12,5 % bis 17,5 % der axialen Erstreckung des Außenrings (2), liegt.
4. Wälzlager nach einem der vorangegangen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die axiale Erstreckung des ersten Teils (12a) der Außenmantelfläche 45 % bis 55 % der axialen Erstreckung des Außenrings (2) entspricht.
5. Wälzlager nach einem der vorangegangen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Nuten (10, 11) um den Betrag der axialen Erstreckung der Wälzkörper (4) axial beabstandet sind.
6. Wälzlager nach einem der vorangegangen Ansprüche, dadurch ge- kennzeichnet, dass eine oder beide Nuten (10, 11) ein U-förmiges,
V-förmiges, rechteckiges oder schwalbenschwanzförmiges Querschnittsprofil aufweisen.
7. Wälzlager nach einem der vorangegangen Ansprüche, dadurch ge- kennzeichnet, dass der Durchmesser des ersten Teils (12a) der Außenmantelfläche im Bereich von 98 % bis 99,99 %, vorzugsweise im Bereich von 99,9 % bis 99,95 %, des Durchmessers des zweiten Teils (12b) der Außenmantelfläche liegt.
8. Wälzlager nach einem der vorangegangen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine oder beide Nuten (10, 11) eine Tiefe von 1 % bis 5 %, vorzugsweise von 2 % bis 4 %, des Durchmessers des zweiten Teils (12b) der Außenmantelfläche aufweisen.
9. Wälzlager nach einem der vorangegangen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Wälzlager einen Innenring (6) umfasst, des- sen axiale Erstreckung im Wesentlichen der axialen Erstreckung des
Außenrings (2) entspricht.
10. Wälzlager nach einem der vorangegangen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Wälzlager einen Innenring aufweist, der In- nenring umfassend eine Innenringwälzkörperlaufbahn, die sich bezüglich einer Rotationsachse des Innenrings axial zwischen zwei Borden des Innenrings mit jeweils einer Kontaktfläche zum Kontaktieren von Wälzkörperstirnseiten befindet, wobei der Innenring zwischen zumindest einem Bord und der Innenringwälzkörperlaufbahn einen bezüg- lieh der Rotationsachse des Innenrings umlaufenden Einstich aufweist, und wobei eine Breite eines sich im Bereich zwischen den beiden Kontaktflächen befindlichen Teiles des mindestens einen Einstiches 15 % - 30 % des Abstandes der beiden Kontaktflächen entspricht.
11. Wälzlager nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass eine Rücknahme der Innenringwälzkörperlaufbahnan den axialen Enden der Innenringwälzkörperlaufbahn 0,0025 % bis 0,015 %, vorzugsweise 0,005 % bis 0,0125 %, weiter vorzugsweise 0,01 % bezogen auf den Durchmesser der Innenringwälzkörperlaufbahn (2) in der axialen Mitte der Innenringwälzkörperlaufbahn beträgt.
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