WO2010131993A1 - Способ разгрузки колец подшипника качения от действия центробежных сил (варианты) и подшипник качения (варианты) - Google Patents

Способ разгрузки колец подшипника качения от действия центробежных сил (варианты) и подшипник качения (варианты) Download PDF

Info

Publication number
WO2010131993A1
WO2010131993A1 PCT/RU2009/000598 RU2009000598W WO2010131993A1 WO 2010131993 A1 WO2010131993 A1 WO 2010131993A1 RU 2009000598 W RU2009000598 W RU 2009000598W WO 2010131993 A1 WO2010131993 A1 WO 2010131993A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
bearing
ring
rolling
outer ring
rings
Prior art date
Application number
PCT/RU2009/000598
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Сергей Фридрихович ЦОДИКОВ
Original Assignee
Общество С Ограниченной Ответственностью "Магнитный Подшипник"
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Общество С Ограниченной Ответственностью "Магнитный Подшипник" filed Critical Общество С Ограниченной Ответственностью "Магнитный Подшипник"
Publication of WO2010131993A1 publication Critical patent/WO2010131993A1/ru

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30—Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/58—Raceways; Race rings
    • F16C33/60—Raceways; Race rings divided or split, e.g. comprising two juxtaposed rings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • 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
    • F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
    • F16C19/04—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for radial load mainly
    • F16C19/06—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for radial load mainly with a single row or balls
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • 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
    • F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
    • F16C19/04—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for radial load mainly
    • F16C19/08—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for radial load mainly with two or more rows of balls
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • 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
    • F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
    • F16C19/14—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load
    • F16C19/16—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with a single row of balls
    • F16C19/163—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with a single row of balls with angular contact
    • F16C19/166—Four-point-contact ball bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • 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
    • F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
    • F16C19/14—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load
    • F16C19/18—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with two or more rows of balls
    • F16C19/181—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with two or more rows of balls with angular contact
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C25/00—Bearings for exclusively rotary movement adjustable for wear or play
    • F16C25/06—Ball or roller bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C25/00—Bearings for exclusively rotary movement adjustable for wear or play
    • F16C25/06—Ball or roller bearings
    • F16C25/08—Ball or roller bearings self-adjusting
    • F16C25/083—Ball or roller bearings self-adjusting with resilient means acting axially on a race ring to preload the bearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • 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
    • F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
    • F16C19/10—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for axial load mainly
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • 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
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • 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
    • F16C19/30—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 axial load mainly
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • 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
    • F16C19/34—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 both radial and axial load
    • F16C19/36—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 both radial and axial load with a single row of rollers
    • F16C19/364—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 both radial and axial load with a single row of rollers with tapered rollers, i.e. rollers having essentially the shape of a truncated cone
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2229/00—Setting preload

Definitions

  • the present invention relates to methods for unloading rolling bearing rings from the action of centrifugal forces, as well as to high-speed rolling bearings with increased durability, and can be used in various fields of technology, in particular in cryogenic technology, in spindle mechanisms, in gyroscopes, in centrifuges, in modern household appliances, namely in all areas of technology in which high-speed bearings with a long service life are required.
  • the present invention aims to significantly reduce the effect of centrifugal forces on bearing elements at high shaft speeds.
  • the invention also relates to a method for increasing the durability of bearings due to these effects.
  • a ball bearing comprising a movable and a fixed ring and a row of balls with a cage located between them equipped with a magnetic ring mounted on a shaft between the rings and fixed motionless on a movable ring with a thickness corresponding to the height of the separator, and with a groove on its outer cylindrical surface (see RF patent 2076959).
  • the known invention describes a thrust bearing and may have limited use. Due to the fact that the magnetic flux is not localized in the region of the rolling bodies, which closes through the magnetic system as a whole (magnetic ring - rolling bodies - bearing rings - non-magnetic gasket - shafts - air gaps), the force of attraction of the balls towards the axis of rotation of the bearing will be small, therefore the effect of the magnet on increasing bearing life will be negligible, especially at high rotational speeds.
  • a known rolling bearing containing an inner ring, an outer ring made of two parts, spring-loaded together, a separator and rolling elements installed between the rings (see RF patent 2137953).
  • the purpose of the known bearing and the corresponding method carried out using it is to transmit torque by using a separator as a carrier of a planetary mechanism in the form of a sleeve, the mounting surfaces of which have an ellipse contour.
  • the design of the known bearing is not intended to operate at high shaft speeds.
  • the closest to the achieved goal is the method of magnetic unloading of rolling elements from the action of centrifugal forces, namely, that the magnetic system is formed on the basis of standard structural elements of the support itself and the magnetic insert, which is functionally a source of a constant magnetic field.
  • the magnetic insert is kinematically connected with one of the basic elements of the support, which is functionally a rolling bearing ring, and is placed in the region of the rolling bodies from the side of the axis of rotation of the support.
  • To form the magnetic system as a whole from standard elements only rolling bodies are used.
  • the magnetic insert is structurally and technologically formed so that the effective part of the magnetic flux created by it, which provides attraction of the rolling elements in the direction of the rotation axis, exceeds that part of the magnetic flux that falls on the scattering fluxes not used for the mentioned attraction (see RF patent 2348839 )
  • the design of the bearing device used to implement this method is quite complicated, requiring the use of extraordinary technological methods, leading to a violation of manufacturing accuracy, as a result of off-design operating modes.
  • the force of attraction of the balls towards the axis of rotation bearing for the strongest magnet for example, a magnet made of neodymium-iron-boron alloy with an energy product of 380 kJ / m 3 , is sufficient to increase the bearing life by no more than 15 - 20%, and cannot effectively cope with the negative influence of centrifugal forces rolling elements on the durability of the outer ring of the bearing, and therefore the bearing as a whole.
  • the present invention is to provide a rolling bearing of increased durability, operating at high speeds of rotation of the shaft, in which the specific axial and radial loads acting on each rolling body do not exceed centrifugal forces.
  • the bearing can be made in the form of a thrust, radial - thrust or thrust - radial and radial bearing.
  • the present invention is the creation of a rolling bearing of high technology, with reduced operating costs, having reduced wear and vibration.
  • An additional objective of the present invention is to provide a rolling bearing, which makes it possible to obtain a high-speed spindle of high rigidity with a large shaft diameter.
  • the present invention is the provision of a method of unloading the rings of a rolling bearing from the action of centrifugal forces, which is carried out by said rolling bearings.
  • the outer ring is made of two ring parts with a gap between them, and these forces are created by mechanical action by means of pressure on the rolling elements in a stationary mode of operation by the indicated two parts of the outer ring by pressing them against the rolling elements and contacting their outer raceways of the bearing with rolling bodies when the bearing is in the working position, which leads to a decrease in the maximum stress in the bearing rings arising under the action of centrifugal forces of rolling elements at high shaft rotation frequencies.
  • the contact angles of the rolling bodies with the indicated two parts of the outer ring are approximately equal to each other, or the contact angles of the rolling bodies with the indicated both parts of the outer ring are not equal to each other.
  • these forces are created by mechanical action by means of pressure on the rolling elements in stationary operation, at least , two bearing rings and contacting their outer raceways of the bearing with the rolling bodies, at least one of these rings acts by pressing against the rolling bodies when installed under the ipnik is in the working position, and the other ring is made in the form of a force elastic ring with a raceway with the possibility of free rotation and is installed with the creation of an interference fit during stationary operation along the external contour of the rolling bodies with the compression of the rolling bodies towards the axis of rotation, which leads to a decrease maximum voltage in the bearing rings arising under the influence of centrifugal forces of rolling elements at high shaft speeds.
  • said one ring is an outer ring, and an additional outer ring is introduced, which is a displacement limiter of the force elastic ring. It is advisable that said one ring is an outer ring that is made of two annular parts with a gap between their side inner surfaces, or said one ring is an outer ring that is made of at least two annular parts of at least two of which interact with each other through lateral surfaces.
  • the bearing comprises three rings.
  • the rolling bearing with unloading from the action of centrifugal forces contains an inner and outer ring, installed with the possibility relative rotation and made with annular raceways on opposed working surfaces, in which the rolling bodies are placed in contact with the corresponding surface sections of the said tracks, the outer ring is made of two annular parts with a gap between them having a raceway acting by pressure on the bodies rolling in a stationary mode of operation by pressing them against the rolling bodies and contacting their outer raceways of the bearing with the rolling bodies when installed under ipnika in the operating position, which reduces the maximum stress in the bearing rings, which occurs under the influence of the centrifugal forces of the rolling elements, at high shaft speeds.
  • the contact angles of the rolling bodies with the indicated two parts of the outer ring are approximately equal to each other, or the contact angles of the rolling bodies with the indicated both parts of the outer ring are not equal to each other.
  • the centrifugal-discharging rolling bearing comprises rings rotatably mounted and provided with annular raceways on the working surfaces in which the rolling bodies are placed in contact with corresponding surface sections of said tracks, at least at least two bearing rings act by pressure on the rolling elements in a stationary mode of operation and are contacted by external tracks a bearing with rolling bodies, at least one of which acts by pressing against the rolling bodies when the bearing is in the working position, and the other ring is made in the form of a force elastic ring with a raceway with the possibility of free rotation and is installed with the creation of an interference fit in stationary mode work on the outer contour of the rolling elements with the compression of the rolling elements in the direction of the axis of rotation, which leads to a decrease in the maximum stress in the bearing rings arising under the influence of centrifugal forces of rolling bodies at high shaft rotation frequencies.
  • said one ring is an outer ring
  • the bearing is provided with an additional outer ring, which is a displacement limiter of the force elastic ring.
  • said one ring is an outer ring made of two annular parts having a gap between their lateral inner surfaces
  • said one ring is an outer ring made of at least two annular parts, at least two of which interact with each other through the side surfaces.
  • the rolling bearing comprises three rings.
  • FIG. 1 is a cross-sectional side view of an angular contact and radial ball bearing 1-1, in which the outer ring is made of two annular parts mounted with a gap between their lateral inner surfaces, and the contact angles of the rolling elements with the indicated two parts of the outer ring are approximately are equal in accordance with the present invention.
  • FIG. 2 is a cross-sectional front view of the bearing 1-1 of FIG. one.
  • FIG. 3 is a diagram of the forces acting on a radial ball bearing 1-1 of FIG. one.
  • FIG. 4 is a diagram of the forces acting on an angular contact ball bearing 1-1 of FIG. one.
  • FIG. 5 is a diagram of the forces acting on an angular contact ball bearing 1-1 of FIG. 1, the inner raceway of which is in cross section, a side view of an angular contact ball bearing 1-1, is an arch bounded by at least two arcs from the side of the rolling bodies.
  • FIG. 6 is a cross-sectional side view of an angular contact and radial ball bearing 1-2, in which the outer ring made of two annular parts installed with a gap between their lateral inner surfaces, and the contact angles of the rolling bodies with the indicated two parts of the outer ring are not equal to each other, in accordance with the present invention.
  • FIG. 7 is a sectional view, front view of a bearing 1-2 along
  • FIG. 8 is a sectional side view of a double row angular contact and radial ball bearing 1-2, functionally consisting of two bearings of FIG. 6.
  • FIG. 9 is a diagram of the forces acting on a radial double-row ball bearing 1-2 of FIG. 8.
  • FIG. 10 is a diagram of the forces acting on an angular contact ball double row bearing 1-2 of FIG. 8.
  • FIG. 11 is a diagram of the forces acting on an angular contact ball double row bearing 1-2 of FIG. 8, the inner raceways of which are in cross section, a side view of an angular contact ball double row bearing 1-2, are arches, each of which is bounded by at least two arcs from the side of the rolling bodies.
  • FIG. 12 is a graph of shaft speed versus longevity ratio of an angular contact bearing 1-1 with an inner diameter of 35 mm, an outer diameter of 55 mm, and a height of 10 mm of FIG. 1 - FIG.
  • FIG. 13 is a graph of shaft speed versus longevity of an angular contact bearing 1-1 of FIG. 1 - FIG.
  • FIG. 14 is a cross-sectional side view of an angular contact ball bearing 1-3, in which one of the rings is made in the form of a force elastic ring with a raceway with the possibility of free rotation and is installed with an interference fit in stationary mode work on the external contour of the rolling elements with the provision of preloading of the rolling elements in the direction of the axis of rotation, in accordance with the present invention.
  • FIG. 15 is a cross-sectional front view of a bearing 1-3 of FIG. 14.
  • FIG. 16 is a diagram of the forces acting on the bearing 1-3 of FIG. fourteen.
  • FIG. 17 is a cross-sectional side view of an angular contact ball bearing 1-4, in which one of the rings is made in the form of a force elastic ring with a raceway with the possibility of free rotation and is installed with the creation of interference in the stationary mode of operation along the outer contour of the rolling elements with the provision of preloading of the rolling bodies in the direction of the axis of rotation, and the bearing is equipped with an additional outer ring, which is a limiter of the displacement of the elastic force ring, in accordance with the present invention.
  • FIG. 18 is a sectional view, front view of a bearing 1-4 along
  • FIG. 19 is a diagram of the forces acting on an angular contact ball bearing 1-4 of FIG. 17, in which the displacement limiter of the force elastic ring is integrated in the outer ring of the bearing.
  • FIG. 20 is a diagram of the forces acting on an angular contact ball bearing 1-4 of FIG. 17, in which the displacement limiter of the force elastic ring is pressed against the outer ring of the bearing.
  • FIG. 21 graphs of the dependence on the shaft speed for the longevity ratio of an angular contact bearing 1-3 and 1-4 with an inner diameter of 35 mm, an outer diameter of 55 mm and a height of 10 mm are shown in FIG. 14 - FIG. 15 and FIG. 17 - Fig.
  • FIG. 18 shows the durability of a conventional angular contact bearing of the indicated size with an axial force of 125 N, a radial force of 50 N and a different force with which the force ring acts on each ball: curve 1 - 80 H, curve 2 - 100 H, curve 3 - 130 H.
  • FIG. 22 shows graphs of the dependence on the shaft speed for the durability of an angular contact bearing 1-3 and 1-4 of FIG. 14
  • FIG. 23 is a cross-sectional side view of an angular contact and radial ball bearing 1-5, in which one of the rings is made in the form of a force elastic ring with a raceway with the possibility of free rotation and is installed with an interference fit during stationary operation along the outer contour of rolling elements with ensuring rolling elements are pressed in the direction of the axis of rotation, the outer ring of the bearing is made of two annular parts mounted with a gap between their lateral internal surfaces, in accordance with the present invention iem.
  • FIG. 24 sectional view, front view of the bearing 1-5 across
  • FIG. 23 is a diagrammatic representation of FIG. 23.
  • FIG. 25 is a diagram of the forces acting on a radial ball bearing 1-5 of FIG. 23.
  • FIG. 26 is a diagram of the forces acting on an angular contact ball 1-5 bearing of FIG. 23.
  • FIG. 27 is a diagram of the forces acting on an angular contact ball bearing 1-5 of FIG. 23, the inner raceway of which is in cross section, a side view of the angular contact ball bearing 1-5, is an arch bounded on the side of the rolling bodies by at least two arcs.
  • FIG. 28 is a graph of shaft speed versus longevity ratio of an angular contact bearing 1-5 with an inner diameter of 35 mm, an outer diameter of 55 mm, and a height of 10 mm of FIG. 23 - FIG. 24 to the durability of a conventional angular contact bearing of the specified size with an axial force of 125 N, a radial force of 50 H, a force of 120 H with which a force ring acts on each ball, and different axial compression forces of parts of the outer ring: curve 1 - 400 H, curve 2 - 500 H, curve 3 - 550 H.
  • FIG. 29 is a graph of shaft speed versus longevity of an angular contact bearing 1-5 of FIG. 23 -
  • FIG. 24 and the durability of a conventional angular contact bearing at the parameters indicated in FIG. 28 curve 1 - 400 H, curve 2 - 500 H, curve 3 - 550 H, curve 4 - plain angular contact ball bearing.
  • FIG. 30 is a cross-sectional side view of an angular contact and radial ball bearing 1-6, in which one of the rings is made ⁇ in the form of a force elastic ring with a raceway with the possibility of free rotation and established with the creation of interference in the stationary mode of operation along the external contour of the rolling body with the compression of the rolling bodies towards the axis of rotation, the outer bearing ring is made of three annular parts interacting with each other by side surfaces in accordance with the present invention.
  • FIG. 31 is a cross-sectional front view of the bearing 1-6 of FIG. 30.
  • FIG. 32 is a diagram of the forces acting on a radial ball bearing 1-6 of FIG. 30, the outer ring of the bearing is made of two annular parts in accordance with the present invention.
  • FIG. 33 is a diagram of the forces acting on an angular contact ball bearing 1-6 of FIG. 30, the outer ring of the bearing is made of three annular parts, one of which is integrated in the other, in accordance with the present invention.
  • FIG. 34 is a diagram of the forces acting on an angular contact ball bearing 1-6 of FIG. 30, the inner raceway of which is in cross section, a side view of the angular contact ball bearing 1-6, is an arch bounded on the side of the rolling bodies by at least two arcs.
  • FIG. 35 is a graph of shaft speed versus longevity ratio of an angular contact bearing 1-6 with an inner diameter of 35 mm, an outer diameter of 55 mm, and a height of 10 mm of FIG. 30 - FIG. 31 to the durability of a conventional angular contact bearing of the specified size with an axial force of 125 N, a radial force of 50 N, and the different force with which the force ring acts on each ball: curve 1 - 60 H, curve 2 - 70 H, curve 3 - without power ring.
  • FIG. 36 is a graph of shaft speed versus longevity of an angular contact bearing 1-6 of FIG. 30 - FIG. 31 and the durability of a conventional angular contact bearing at the parameters indicated in FIG.
  • FIG. 37 is a graph of shaft speed versus longevity ratio of an angular contact bearing 1-6 with an inner diameter of 35 mm, an outer diameter of 55 mm, and a height of 10 mm of FIG. 34 - FIG. 31 to the durability of a conventional angular contact bearing of the specified size with an axial force of 125 N, a radial force of 50 H, and the different force with which the force ring acts on each ball: curve 1 - 80 H, curve 2 - 100 H, curve 3 - without power ring.
  • FIG. 38 is a graph of shaft speed versus longevity of an angular contact bearing 1-6 of FIG. 34 - FIG. 31 and the durability of a conventional angular contact bearing at the parameters indicated in FIG. 35: curve 1 - 80 H, curve 2 - 100 H, curve
  • FIG. 39 is a cross-section, side view of a radial roller bearing 1-7, in which one of the rings is made in the form of a force elastic ring with a raceway with the possibility of free rotation and is installed with the creation of interference in the stationary mode of operation along the outer contour of the rolling body with the provision preloading the rolling elements in the direction of the axis of rotation, the outer ring of the bearing is made of three annular parts interacting with each other through the side surfaces, in accordance with the present invention.
  • FIG. 40 is a cross-sectional front view of a bearing 1-7 of FIG. 39.
  • FIG. 41 is a diagram of the forces acting on the radial roller bearing 1-7 of FIG. 39, the outer ring of the bearing is made of two annular parts in accordance with the present invention.
  • FIG. 42 is a diagram of the forces acting on the radial roller bearing 1-7 of FIG. 39, the outer ring of the bearing is made of three annular parts, one of which is integrated in the other, in accordance with the present invention.
  • FIG. 43 is a cross-sectional side view of an angular contact roller bearing 1-8, in which one of the rings is made in the form of a force elastic ring with a raceway with the possibility of free rotation and is installed with the creation of interference in the stationary mode of operation along the outer contour of the rolling elements with the provision of preloading bodies rolling towards the axis of rotation, the outer ring of the bearing is made of three annular parts interacting with each other through the side surfaces, in accordance with the present invention.
  • FIG. 44 is a cross-sectional front view of the bearing 1-8 of FIG. 43.
  • FIG. 45 is a diagram of the forces acting on an angular contact roller bearing 1-8 of FIG. 43, the outer ring of the bearing is made of two annular parts, in accordance with the present invention.
  • FIG. 46 is a diagram of the forces acting on an angular contact roller bearing 1-8 of FIG. 43, the outer ring of the bearing is made of three annular parts, one of which is integrated into the other, in accordance with the present invention.
  • FIG. 47 is a cross-sectional side view of a thrust ball bearing 1-9, in which one of the rings is made in the form of a force elastic ring with a raceway with the possibility of free rotation and is installed with the creation of interference in the stationary mode of operation along the outer contour of the rolling body with the provision preload rolling elements in the direction of the axis of rotation, the bearing contains three rings, in accordance with the present invention.
  • FIG. 48 is a cross-sectional front view of the bearing 1-9 of FIG. 47.
  • FIG. 49 is a diagram of the forces acting on a thrust ball bearing 1-9 of FIG. 47.
  • FIG. 50 is a cross-sectional side view of a thrust roller bearing 1-10, in which one of the rings is made in the form of a force elastic ring with a raceway with the possibility of free rotation and is installed with the creation of interference in the stationary mode of operation along the outer contour of the rolling elements with the provision preload rolling elements in the direction of the axis of rotation, the bearing contains three rings, and conical rollers have a wide side in the form of a hemisphere or half an ellipsoid, in accordance with the present invention.
  • FIG. 51 is a cross-sectional front view of the bearing 1-10 of FIG. fifty.
  • FIG. 52 is a diagram of the forces acting on the thrust roller bearing 1-10 of FIG. fifty.
  • FIG. 53 shows a first arrangement of bearings 1-5 of FIG. 23 - FIG. 24 in the spindle with an axial force of 125 N, a radial force of 5 N, a compressive force of 700H.
  • FIG. 54 shows a second arrangement of bearings 1-5 of FIG. 23 - FIG. 24 in the spindle with axial force 125 H, radial force 5
  • the rolling bearing is made in the form of a radial or angular contact ball bearing 1-1.
  • the bearing 1-1 has a solid inner ring 2 with a raceway and an outer ring 3 made in the form of two parts 4 and
  • FIG. 3 and FIG. 4 shows the distribution of forces acting on the bearing 1-1, from which it can be seen that the bearing 1-1 can be both radial and angular contact.
  • FIG. 5 shows a distribution diagram of the forces acting on the bearing 1-1, from which it can be seen that the bearing 1-1 can have an internal raceway, the cross section of which is an arch bounded by at least two arcs on the side of the rolling bodies.
  • the rolling bearing is made in the form of a radial or angular contact ball bearing 1-2.
  • Bearing 1-2 has a one-piece inner ring 2 with a raceway and an outer ring 3 made in the form of two parts 4 and
  • FIG. 8 shows an embodiment of a bearing 1-2 in the form of a double row radial or angular contact ball bearing, which is functionally two bearings in FIG. 6, pressed against each other by parts of the corresponding outer ring 3 having the same contact angles with the corresponding balls 6.
  • FIG. 9 and FIG. 10 shows the distribution of forces acting on the bearing 1-2, from which it can be seen that the bearing 1-2 can be both radial and angular contact.
  • FIG. 11 shows a distribution diagram of the forces acting on the bearing 1-2, from which it can be seen that the bearing 1-2 can have internal raceways, the cross sections of which are arches, each of which is bounded by at least two arcs on the side of the rolling bodies .
  • the rolling bearing is made in the form of an angular contact ball bearing 1-3.
  • Bearing 1-3 has a one-piece inner ring 2 with a race track and an outer ring 3 made of one part 4 with a race track, and also a power ring 9 with a race track.
  • Part 4 of the outer ring 3 and the power ring 9 are installed with the formation of a gap between them 15.
  • rolling elements in this case, which are balls 6 located in the separator 7.
  • the raceway of the power ring 9 has an inner radius slightly smaller than the distance from the axis of rotation of the bearing to the outer points of the rolling elements 6 along the cross section of the bearing 1-3.
  • the power ring 9 is installed in a stationary mode of operation with an interference fit on the outer body on the rolling elements with the possibility of free rotation and ensuring compression of the rolling elements 6 in the direction of the axis of rotation of the shaft.
  • the power ring 9 forms, with part 4 of the outer ring 3, the outer raceways for the rolling elements 6.
  • FIG. 16 shows a diagram of the forces acting on the bearing 1-3 in the considered example.
  • the rolling bearing is made in the form of an angular contact ball bearing 1-4. From bearing 1-3, bearing 1-4 differs in that it contains a displacement limiter 10 for the power ring 9.
  • FIG. 19 and FIG. 20 shows the distribution of forces acting on a bearing 1-4 with a displacement limiter 10, in one embodiment made integrated in the outer ring 3 of the bearing, and in the other pressed against the outer ring 3 of the bearing.
  • the rolling bearing is made in the form of a radial or angular contact ball bearing 1-5.
  • the bearing 1-5 has a solid inner ring 2 with a raceway and an outer ring 3 made in the form of two parts 4 and 5, each of which has a raceway, as well as a power ring 9 with a raceway.
  • Two parts 4 and 5 of the outer ring are installed with the formation of a gap between them 8.
  • the elastic force ring 9 is located with a gap 15 between parts 4 and 5 of the outer ring 3.
  • Between the inner 2 and outer 3 rings are installed rolling elements, in this case, which are balls 6, located in the separator 7.
  • the raceway of the power ring 9 has an inner radius slightly smaller than the distance from the axis of rotation of the bearing to the outer points of the rolling elements 6 along the cross section of the bearing 1-5. Therefore, the power ring 9 is installed in a stationary mode of operation with an interference fit on the outer body on the rolling elements with the possibility of free rotation and ensuring compression of the rolling elements 6 in the direction of the axis of rotation of the shaft.
  • the power ring 9 forms, with both parts 4 and 5 of the outer ring 3, the outer raceways for the rolling elements 6.
  • the contact angles of the rolling bodies with these two parts 4 and 5 of the outer ring 3 are approximately equal to each other.
  • FIG. 25 and FIG. 26 shows the distribution of forces acting on the bearing 1-5, from which it can be seen that the bearing 1-5 can be both radial and angular contact.
  • FIG. 27 shows a distribution diagram of the forces acting on the bearing 1-5, from which it can be seen that the bearing 1-5 may have the inner raceway, the cross section of which is an arch bounded on the side of the rolling bodies by at least two arcs.
  • the rolling bearing is made in the form of a radial or angular contact ball bearing 1-6.
  • Bearing 1-6 has a solid inner ring 2 with a raceway and an outer ring 3 made of at least two annular parts, at least two of which interact with each other by means of side surfaces.
  • the outer ring 3 is made in the form of three parts 4, 5 and 11, two of which 4 and 5 each have a raceway.
  • the bearing also contains a power ring 9 with a raceway.
  • Two parts 4 and 5 of the outer ring 3 are installed with the formation of a gap 8 between them, in which the portion 11 of the outer ring 3 is located, which in this case is an additional thin ring abutting against the side surfaces of the parts 4 and 5 of the outer ring 3.
  • the side the surfaces of the parts 4 and 11 of the outer ring 3, as well as 5 and 11 of the outer ring 3 interact with each other.
  • the elastic force ring 9 is located with a gap 15 between parts 4, 5 and 11 of the outer ring 3.
  • Between the inner 2 and outer 3 rings are installed rolling elements, in this case, which are balls 6 located in the separator 7.
  • the raceway of the power ring 9 has the inner radius is slightly smaller than the distance from the axis of rotation of the bearing to the outer points of the rolling elements 6 along the cross section of the bearing 1-6. Therefore, the power ring 9 is installed in a stationary mode of operation with an interference fit on the outer body on the rolling elements with the possibility of free rotation and ensuring compression of the rolling elements 6 in the direction of the axis of rotation of the shaft.
  • the power ring 9 forms, with both parts 4 and 5 of the outer ring 3, the outer raceways for the rolling elements 6.
  • the contact angles of the rolling bodies with these two parts 4 and 5 of the outer ring 3 are approximately equal to each other.
  • FIG. 32 and FIG. 33 shows the distribution of forces acting, respectively, on the radial and angular contact bearings 1-6, where in FIG. 32, the outer ring of the bearing 3 is made of two annular parts 4 and 5, and in FIG. 33 bearing outer ring 3 made of three annular parts 4, 5 and 11, one of which part 5 is built into the other part 11.
  • FIG. 34 shows a distribution diagram of the forces acting on the bearing 1-6, from which it can be seen that the bearing 1-6 may have an internal raceway, the cross section of which is an arch bounded by at least two arcs on the side of the rolling bodies.
  • the rolling bearing is made in the form of a radial roller bearing 1-7.
  • Bearing 1-7 has a solid inner ring 2 with a raceway and an outer ring 3 made of at least two annular parts, at least two of which interact with each other by means of side surfaces.
  • the outer ring 3 is made in the form of three parts 4, 5 and 11, two of which 4 and 5 each have a raceway.
  • the bearing also contains a power ring 9 with a raceway.
  • Two parts 4 and 5 of the outer ring 3 are installed with the formation of a gap 8 between them, in which the portion 11 of the outer ring 3 is located, which in this case is an additional thin ring abutting against the side surfaces of the parts 4 and 5 of the outer ring 3.
  • the side the surfaces of the parts 4 and 11 of the outer ring 3, as well as 5 and 11 of the outer ring 3 interact with each other.
  • the elastic force ring 9 is located with a gap 15 between parts 4, 5 and 11 of the outer ring 3.
  • Between the inner 2 and outer 3 rings are installed rolling elements, in this case, which are rollers 12 located in the separator 7.
  • the raceway of the power ring 9 has the inner radius is slightly smaller than the distance from the axis of rotation of the bearing to the outer points of the rolling elements 12 along the cross section of the bearing 1-7. Therefore, the power ring 9 is installed in a stationary mode of operation with an interference fit on the outer circumference of the rolling elements with the possibility of free rotation and ensuring compression of the rolling elements 12 in the direction of the axis of rotation of the shaft.
  • the power ring 9 forms, with both parts 4 and 5 of the outer ring 3, the outer raceways for the rolling elements 12.
  • FIG. 41 and FIG. 42 shows the distribution of forces acting on a radial bearing 1-7, where in FIG. 41 outer ring the bearing 3 is made of two annular parts 4 and 5, and in FIG. 42, the outer ring of the bearing 3 is made of three annular parts 4, 5 and 11, one of which part 5 is built into the other part 11.
  • the rolling bearing is made in the form of an angular contact roller bearing 1-8.
  • Bearing 1-8 has a one-piece inner ring 2 with a raceway and an outer ring 3 made of at least two annular parts, at least two of which interact with each other by means of side surfaces.
  • the outer ring 3 is made in the form of three parts 4, 5 and 11, two of which 4 and 5 each have a raceway.
  • the bearing also contains a power ring 9 with a raceway.
  • Two parts 4 and 5 of the outer ring 3 are installed with the formation of a gap 8 between them, in which the portion 11 of the outer ring 3 is located, which in this case is an additional thin ring abutting against the side surfaces of the parts 4 and 5 of the outer ring 3.
  • the side the surfaces of the parts 4 and 11 of the outer ring 3, as well as 5 and 11 of the outer ring 3 interact with each other.
  • the elastic force ring 9 is located with a gap 15 between parts 4, 5 and 11 of the outer ring 3.
  • Between the inner 2 and outer 3 rings are installed rolling elements, in this case, which are rollers 12 located in the separator 7.
  • the raceway of the power ring 9 has the inner radius is slightly smaller than the distance from the axis of rotation of the bearing to the outer points of the rolling elements 12 along the cross section of the bearing 1-8. Therefore, the power ring 9 is installed in a stationary mode of operation with an interference fit on the outer circumference of the rolling elements with the possibility of free rotation and ensuring compression of the rolling elements 12 in the direction of the axis of rotation of the shaft.
  • the power ring 9 forms, with both parts 4 and 5 of the outer ring 3, the outer raceways for the rolling elements 12.
  • FIG. 45 and FIG. 46 shows the distribution of forces acting on a radial bearing 1-8, where in FIG. 45, the outer ring of the bearing 3 is made of two annular parts 4 and 5, and in FIG.
  • the outer ring of the bearing 3 is made of three annular parts 4, 5 and 11, one of which part 5 is integrated into the other part 11.
  • the rolling bearing is made in the form of a thrust ball bearing 1-9.
  • Bearing 1-9 has two rings 13, each of which has a raceway, as well as a power ring 9 with a raceway.
  • Two rings 13 are installed with the formation of a gap between them 8.
  • the elastic force ring 9 is located with a gap 15 between the rings 13.
  • Between the rings 13 are installed rolling elements, in this case, which are balls 6 located in the cage 7.
  • the raceway of the power ring 9 has the inner radius is slightly smaller than the distance from the axis of rotation of the bearing to the outer points of the rolling elements 6 along the cross section of the bearing 1-9. Therefore, the power ring 9 is installed in a stationary mode of operation with an interference fit on the outer body on the rolling elements with the possibility of free rotation and ensuring compression of the rolling elements 6 in the direction of the axis of rotation of the shaft.
  • the power ring 9 forms with both rings 13 raceways for rolling elements 6.
  • FIG. 49 shows the distribution of forces acting on a thrust ball bearing 1-9 with a power ring 9.
  • the rolling bearing is made in the form of a thrust roller bearing 1-10.
  • Bearing 1-10 has two rings 13, each of which has a raceway, as well as a power ring 9 with a raceway.
  • Two rings 13 are installed with the formation of a gap between them 8.
  • the elastic force ring 9 is located with a gap 15 between the rings 13.
  • Between the rings 13 are installed rolling elements, in this case, which are rollers 12 located in the separator 7.
  • the raceway of the power ring 9 has the inner radius is slightly smaller than the distance from the axis of rotation of the bearing to the outer points of the rolling elements 12 along the cross section of the bearing 1-10.
  • the power ring 9 is installed in a stationary mode of operation with an interference fit on the outer circumference of the rolling elements with the possibility of free rotation and ensuring compression of the rolling elements 12 in the direction of the axis of rotation of the shaft.
  • the power ring 9 forms with both rings 13 raceways for rolling elements 12.
  • FIG. 52 shows the distribution of forces acting on a thrust roller bearing 1-10 with a power ring 9.
  • FIG. 53 and FIG. 54 shows bearing arrangements 1-5 shown in FIG. 23 and FIG. 24, in the spindle 16 with elastic elements 14 with an axial force of 125 N acting on the bearing and a compression force of 700 H of the annular parts 4 and 5 of the outer ring 3.
  • the bearing operates as follows. At a high frequency of rotation of the shaft, the centrifugal force presses the balls against the annular parts 4 and 5 of the outer ring 3, which make up the outer raceway, forming two contact spots with ball 6 with them. With a small axial compressive force of the ring parts 4 and 5 of the outer ring 3, the ball 6 will be squeezed out under the action of centrifugal force, and the contact angles of the ball 6 with these ring parts will decrease.
  • the corresponding contact spots of the ball 6 will move beyond the inner raceways of the annular parts 4 and 5 of the outer ring 3 to their inner edges, which will lead to the destruction of their raceways and violation of the spherical shape of the balls, and, ultimately, to the destruction of the bearing.
  • an axial compression force of the annular parts 4 and 5 of the outer ring 3 is created, which extrudes the ball 6 towards the axis of rotation of the shaft, counteracting the extrusion of the ball 6 outward under the action of centrifugal force.
  • the value of the axial compression force is selected so that the contact spots of the balls with the raceways of the annular parts 4 and 5 of the outer ring 3 are always within the corresponding raceways.
  • the bearing operates in the same manner as in embodiment 1-1 (FIG. 1 and FIG. 2).
  • the difference between the embodiment 1-2 bearings from option 1-1 is the difference in angles contact of the balls 6 with parts 4 and 5 of the outer ring 3, which will lead to the rotation of parts 4 and 5 of the outer ring 3 relative to each other: with the stationary part 4, part 5 will rotate and vice versa. Therefore, the embodiment 1-2 of the bearing makes sense in the form of a double row radial or angular contact ball bearing of FIG. 8, which is functionally two bearings of FIG. 6, pressed against each other by parts of the corresponding outer ring 3 having the same contact angles with the corresponding balls 6.
  • FIG. 12 shows graphs of the dependence on the shaft speed for the ratio of the durability of an angular contact bearing to the durability of a conventional angular contact bearing of a specified size with different axial compression forces of parts of the outer ring
  • FIG. 13 shows graphs of the dependence on shaft speed for the durability of an angular contact bearing and the durability of a conventional angular contact bearing for the parameters indicated in FIG. 12.
  • the bearing according to the present invention has an advantage over conventional angular contact bearings, and at frequencies of more than 85 thousand rpm, the durability is increased bearing can exceed 11 times.
  • This dependence confirms the above statements about a significant increase in bearing life in the considered embodiment.
  • the bearing operates as follows.
  • the elastic force ring 9 presses the balls towards the axis of rotation of the shaft.
  • the elastic force ring 9 freely rotates in the opposite direction to the shaft rotation due to the contact spot of the ring 9 with the ball 6 being farther from the center of the ball than the contact spot of the ball 6 with the usually fixed part 4 of the outer ring 3.
  • the centrifugal force presses the balls against the annular parts 4 of the outer ring 3 and to the force of elastic ring 9 constituting the outer raceway, forming at the ball 6 with them two contact spots.
  • the ball 6 With a small radial force of preloading the ball 6 by the elastic force ring 9, the ball 6 will be squeezed out under the action of centrifugal force, and the contact angle of the ball 6 with the annular part 4 will be to decrease. The corresponding contact spot of the ball 6 will move beyond the inner limits of the raceway of the annular part 4 of the outer ring 3 to its inner edges, which will lead to the destruction of the raceway and violation of the spherical shape of the balls, and, ultimately, to the destruction of the bearing. To eliminate this process, the radial force of the ball 6 is pressed by the elastic elastic ring 9 so that the contact spot of the balls with the race track of the annular part 4 of the outer ring 3 is always within this race track.
  • embodiment 1-4 Fig. 17 and Fig. 18
  • the bearing operates in the same way as in embodiment 1-3 (Fig. 14 and Fig. 15).
  • the difference of embodiment 1-4 from option 1-3 is the presence of a displacement limiter 10 of the force elastic ring 9, which prevents accidental jumping of the force elastic ring 9 from balls 6 and the transformation of the bearing into a regular angular contact bearing with two rings.
  • FIG. 21 shows graphs of the dependence on the shaft speed for the ratio of the durability of an angular contact bearing to the durability of a conventional angular contact bearing of the indicated size for different forces with which the force ring acts on each ball
  • FIG. 22 shows graphs of the dependence on shaft speed for the durability of an angular contact bearing and the durability of a conventional angular contact bearing for the parameters indicated in FIG. 21.
  • the bearing according to the present invention has an advantage over conventional angular contact bearings, and at frequencies of more than 44 thousand rpm, the durability is increased bearing can exceed 5 times.
  • This addiction confirms the above statements about a significant increase in bearing life in the considered embodiment.
  • the bearing operates as follows.
  • the elastic force ring 9 presses the balls towards the axis of rotation of the shaft.
  • the elastic force ring 9 freely rotates in the opposite direction to the shaft rotation due to the contact spot of the ring 9 with the ball 6 being farther from the center of the ball than the contact spot of the ball 6 with the normally stationary parts 4 and 5 of the outer ring 3.
  • the centrifugal force presses the balls to the annular parts 4 and 5 of the outer ring 3 and to the force of elastic ring 9 constituting the outer race, forming at the ball 6 with them 3 contact spots.
  • the axial compressive force of the annular parts 4 and 5 of the outer ring 3 and the radial force of the ball 6 by the elastic force ring 9 are selected so that the contact spots of the balls with the raceways of the annular parts 4 and 5 of the outer ring 3 are always within the corresponding tracks rolling.
  • FIG. 28 shows graphs of the dependence on shaft speed for the ratio the durability of an angular contact bearing to the durability of a conventional angular contact bearing of a specified size for a given force with which the force ring acts on each ball and different axial compression forces of the parts of the outer ring
  • FIG. 29 is a graph of shaft speed versus angular contact bearing life and conventional angular contact bearing life at the parameters indicated in FIG. 28.
  • the bearing according to the present invention has an advantage over conventional angular contact bearings, and at frequencies of more than 80 thousand rpm, the durability is increased bearing can exceed 50 times.
  • This dependence confirms the above statements about a significant increase in bearing life in the considered embodiment.
  • the bearing operates as follows.
  • the elastic force ring 9 presses the balls 6 in the direction of the axis of rotation of the shaft.
  • the elastic force ring 9 freely rotates in the opposite direction to the shaft rotation due to the contact spot of the ring 9 with the ball 6 being farther from the center of the ball than the contact spot of the ball 6 with the normally stationary parts 4 and 5 of the outer ring 3.
  • the centrifugal force presses the balls to the annular parts 4 and 5 of the outer ring 3 and to the force of elastic ring 9 constituting the outer race, forming at the ball 6 with them 3 contact spots.
  • the ball 6 With a small axial compression force of the annular parts 4.11 and 5 of the outer ring 3 and a small radial compression force of the ball 6 by the elastic force ring 9, the ball 6 will be squeezed out under the action of centrifugal force, and the contact angles of the ball 6 with these ring parts will decrease.
  • the axial compression force of the annular parts 4.11 and 5 of the outer ring 3 is selected so that the contact spots of the balls with the raceways of the annular parts 4 and 5 of the outer ring 3 are always in within the respective raceways.
  • the bearing according to the present invention has an advantage over conventional angular contact bearings, and at frequencies of more than 60 thousand rpm, the durability is increased bearing can exceed 26 times.
  • This dependence confirms the above statements about a significant increase in bearing life in the considered embodiment.
  • the bearing operates as follows.
  • the elastic force ring 9 presses the rollers 12 in the direction of the axis of rotation of the shaft.
  • the elastic elastic ring 9 does not rotate due to the location of the contact spot of the ring 9 with the roller 12 on the outer surface of the roller 12, as well as the contact spots of the roller 12 with the usually stationary parts 4 and 5 of the outer ring 3.
  • the centrifugal force presses the rollers 12 against annular parts 4 and 5 of the outer ring 3 and to the force of elastic ring 9 constituting the outer race, forming at the roller 12 with them 3 contact spots.
  • the axial compression force of the annular parts 4.11 and 5 of the outer ring 3 turns them into a single outer ring 3 with a cavity for the elastic force ring 9, limiting it from axial displacement.
  • the elastic force ring 9 does not rotate, so it can be near any side wall of this cavity of the outer ring 3, moreover, it can fill almost the entire axial width of the cavity, leaving a small axial clearance for a sliding fit.
  • the bearing operates as follows.
  • the elastic force ring 9 presses the rollers 12 in the direction of the axis of rotation of the shaft.
  • the elastic force ring 9 does not rotate due to the location of the contact spot of the ring 9 with the roller 12 on the outer surface of the roller 12, as well as the contact spots of the roller 12 with usually fixed parts 4 and 5 of the outer ring 3.
  • the centrifugal force presses the rollers 12 to the ring parts 4 and 5 of the outer ring 3 and to the elastic force ring 9, which make up the outer race, forming three contact spots with the roller 12.
  • the axial compression force of the annular parts 4, 11 and 5 of the outer ring 3 turns them into a single outer ring 3 with a cavity for the force elastic ring 9, limiting it from axial displacement.
  • the elastic force ring 9 does not rotate, so it can be near any side wall of this cavity of the outer ring 3, moreover, it can fill almost the entire axial width of the cavity, leaving a small axial clearance for a sliding fit.
  • the bearing operates as follows.
  • the elastic force ring 9 presses the balls 6 in the direction of the axis of rotation of the shaft.
  • the elastic force ring 9 rotates freely on the balls 6 with the speed of the separator.
  • Balls 6 rotate in one place of the power elastic ring 9, practically not moving along it.
  • the centrifugal force presses the balls 6 against the rings 13 and the force elastic ring 9, forming three contact spots with the ball 6 with them.
  • the ball 6 With a small radial force of preloading the ball 6 by the elastic force ring 9, the ball 6 will be squeezed out under the action of centrifugal force, and the contact angles of the ball 6 with these ring parts will decrease.
  • the radial force of preloading of the ball 6 by the elastic force ring 9 is selected so that the contact spots of the balls with the raceways of the rings 13 are always in within the respective raceways.
  • the bearing operates as follows.
  • the elastic force ring 9 presses the rollers 12 in the direction of the axis of rotation of the shaft.
  • the elastic force ring 9 freely rotates with the rollers 12 with the speed of the separator.
  • the rollers 12 rotate in one place of the power elastic ring 9, practically not moving along it.
  • the centrifugal force presses the rollers 12 against the rings 13 and the elastic force ring 9, forming three contact spots with the roller 12.
  • the roller 12 With a small radial force of compression of the roller 12 by the elastic force ring 9, the roller 12 will be squeezed out under the action of centrifugal force, and the contact angles of the roller 12 with these ring parts will decrease.
  • the corresponding contact spots of the roller 12 will move beyond the internal limits of the raceways of the rings 13 to their inner edges, which will lead to the destruction of their raceways and the violation of the shape of the rollers 12, and, ultimately, to the destruction of the bearing.
  • the radial force of the roller 12 is pressed by the elastic elastic ring 9 so that the contact spots of the rollers 12 with the raceways of the rings 13 are always within the corresponding raceways.
  • the durability of bearings is significantly increased at high speeds, at which it usually ranges from tens to hundreds of hours.
  • the applicant made a prototype angular contact bearing with a power thrust ring with an inner diameter of 35 mm, with an outer diameter of 55 mm and a height of 10 mm.
  • the estimated durability was 14,890 hours, while the estimated durability of a conventional angular contact bearing of the same dimensions was 900 hours.
  • the estimated durability was, respectively, 7217 hours and 508 hours.
  • the patented invention can be used in machine tools, cryogenic engineering, the gas industry, aviation, astronautics, energy, spindles, centrifuges, gyroscopes, special equipment, technological equipment, as well as in all areas of technology that require high-speed bearings with a great resource of work.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Rolling Contact Bearings (AREA)
  • Support Of The Bearing (AREA)

Abstract

Способ разгрузки колец подшипника качения от центробежных сил в одном из вариантов заключается в создании сил, действующих на тела качения в направлении к оси вращения подшипника, наружное кольцо которого выполняют из двух частей, установленных с зазором. Указанные силы создают путем поджатия двух частей кольца к телам качения и контактирования их наружных дорожек качения с телами качения при установке подшипника. Способ разгрузки колец подшипника качения по второму варианту заключается в том, что указанные силы создают посредством давления на тела качения, по меньшей мере, двумя кольцами и контактирования их наружных дорожек с телами качения. По меньшей мере, одно из указанных колец действует путем поджатия к телам качения, а другое кольцо выполняют в виде упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и устанавливают с созданием натяга на тела качения с обеспечением поджатия их в сторону оси вращения. Техническим результатом является создание подшипника качения высокой технологичности с уменьшенными износом, вибрациями и эксплуатационными расходами.

Description

СПОСОБ РАЗГРУЗКИ КОЛЕЦ ПОДШИПНИКА КАЧЕНИЯ
ОТ ДЕЙСТВИЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ СИЛ (ВАРИАНТЫ)
И ПОДШИПНИК КАЧЕНИЯ (ВАРИАНТЫ)
Область техники Настоящее изобретение относится к способам разгрузки колец подшипника качения от действия центробежных сил, а также к высокоскоростным подшипникам качения с повышенной долговечностью, и может быть использовано в различных областях техники, в частности, в криогенной технике, в шпиндельных механизмах, в гироскопах, в центрифугах, в современной бытовой технике, а именно во всех областях техники, в которых требуются высокоскоростные подшипники с большим ресурсом работы. Настоящее изобретение направлено на значительное уменьшение воздействия центробежных сил на элементы подшипника при больших частотах вращения вала. Изобретение также относится к способу повышения долговечности подшипников благодаря указанным эффектам.
Предшествующий уровень техники
Известны подшипники различного выполнения, предназначенные для уменьшения воздействия различных нагрузок на детали подшипника (см. WO 0210599, EP 1227255(A2), KR 20020078140 (А). Известен шариковый подшипник, содержащий подвижное и неподвижное кольца и размещенный между ними ряд шариков с сепаратором и снабженный смонтированным на валу между кольцами и закрепленным неподвижно на подвижном кольце магнитным кольцом с толщиной, соответствующей высоте сепаратора, и с канавкой на его наружной цилиндрической поверхности (см. патент РФ 2076959).
Известное изобретение описывает упорный подшипник и может иметь ограниченное применение. Вследствие того, что замыкающийся через магнитную систему в целом (магнитное кольцо - тела качения - кольца подшипника - немагнитная прокладка - валы - воздушные зазоры) магнитный поток не является локализованным в области тел качения, сила притяжения шариков в сторону оси вращения подшипника будет небольшой, поэтому эффект от влияния магнита на увеличения долговечности подшипника будет незначительным, в особенности при высоких скоростях вращения. Известен подшипник качения, содержащий внутреннее кольцо, наружное кольцо, выполненное из двух частей, подпружиненных между собой, сепаратор и тела качения, установленные между кольцами (см. патент РФ 2137953). Целью известного подшипника и осуществляемого с его помощью соответствующего способа является передача крутящего момента путем использования сепаратора в качестве водила планетарного механизма в виде втулки, монтажные поверхности которого имеют эллипсный контур. Конструкция известного подшипника не предназначена для работы при высоких частотах вращения вала.
По мнению заявителя, наиболее близким по достигаемой цели является способ и магнитной разгрузки тел качения от действия центробежных сил, заключающийся в том, что магнитную систему формируют на основе стандартных конструктивных элементов непосредственно опоры и магнитной вставки, функционально являющейся источником постоянного магнитного поля. Магнитную вставку кинематически связывают с одним из базовых элементов опоры, функционально являющимся кольцом подшипника качения, и размещают в области тел качения со стороны оси вращения опоры. Для формирования магнитной системы в целом из стандартных элементов используют только тела качения. Магнитную вставку конструктивно, а также технологически формируют так, что эффективная часть создаваемого ей магнитного потока, обеспечивающая притяжение тел качения в направлении оси вращения, превышает ту часть магнитного потока, которая приходится на потоки рассеяния, не используемые для упомянутого притяжения (см. патент РФ 2348839)
В известном решении достигают снижение трения при выходе на рабочий режим эксплуатации за счет увеличения сил магнитного притяжения тел качения, противодействующих центробежным силам, даже при значительно уменьшенных массогабаритных параметрах.
Однако, конструкция используемого для осуществления указанного способа подшипникового устройства достаточно сложная, требующая применения неординарных технологических приемов, приводящая к нарушению точности изготовления, как следствие к нерасчетным режимам работы. Кроме того, сила притяжения шариков в сторону оси вращения подшипника для самого сильного магнита, например, магнита из сплава неодим-железо-бор с энергетическим произведением 380 кДж/м3, достаточна для увеличения долговечности подшипника не более, чем на 15 - 20 %, и не может эффективно справляться с отрицательным влиянием центробежных сил тел качения на долговечность наружного кольца подшипника, и, следовательно, подшипника в целом.
Раскрытие изобретения
Задачей настоящего изобретения является создание подшипника качения повышенной долговечности, работающего при высоких скоростях вращения вала, при которых удельные осевые и радиальные нагрузки, действующие на каждое тело качения, не превышают центробежные силы. При этом подшипник может быть выполнен в виде упорного, радиально - упорного или упорно - радиального и радиального подшипника.
Кроме того, задачей настоящего изобретения является создание подшипника качения высокой технологичности, с уменьшенными эксплуатационными расходами, имеющего пониженные степени износа и вибрации.
Дополнительной задачей настоящего изобретения является создание подшипника качения, который позволяет обеспечить возможность получения высокоскоростного шпинделя высокой жесткости с большим диаметром вала. Кроме того, задачей настоящего изобретения является обеспечение способа разгрузки колец подшипника качения от действия центробежных сил, который осуществляется указанными подшипниками качения.
Для решения указанных и других задач согласно настоящему изобретению в способе разгрузки колец подшипника качения от действия центробежных сил, заключающемся в создании сил, действующих на тела качения в направлении к оси вращения подшипника, наружное кольцо выполняют из двух кольцевых частей с образованием между ними зазора, а указанные силы создают механическим воздействием посредством давления на тела качения в стационарном режиме работы указанными двумя частями наружного кольца путем их поджатия к телам качения и контактирования их наружных дорожек качения подшипника с телами качения при установке подшипника в рабочее положение, что приводит к уменьшению максимального напряжения в кольцах подшипника, возникающего под воздействием центробежных сил тел качения, при больших частотах вращения вала.
Дополнительно, при разных вариантах осуществления способа, углы контакта тел качения с указанными обеими частями наружного кольца приблизительно равны между собой, или углы контакта тел качения с указанными обеими частями наружного кольца не равны между собой.
В другом варианте осуществления, в способе разгрузки колец подшипника качения от действия центробежных сил, заключающемся в создании сил, действующих на тела качения в направлении к оси вращения подшипника, указанные силы создают механическим воздействием посредством давления на тела качения в стационарном режиме работы, по меньшей мере, двумя кольцами подшипника и контактирования их наружных дорожек качения подшипника с телами качения, по меньшей мере, одно из указанных колец действует путем поджатия к телам качения при установке подшипника в рабочее положение, а другое кольцо выполняют в виде силового упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и устанавливают с созданием натяга при стационарном режиме работы по внешнему контуру на тела качения с обеспечением поджатия тел качения в сторону оси вращения, что приводит к уменьшению максимального напряжения в кольцах подшипника, возникающего под воздействием центробежных сил тел качения, при больших частотах вращения вала.
Дополнительно, указанное одно кольцо представляет собой наружное кольцо, и вводят дополнительное наружное кольцо, представляющее собой ограничитель смещения силового упругого кольца. Целесообразно, что указанное одно кольцо представляет собой наружное кольцо, которое выполняют из двух кольцевых частей с зазором между их боковыми внутренними поверхностями, или указанное одно кольцо представляет собой наружное кольцо, которое выполняют, по меньшей мере, из двух кольцевых частей, по меньшей мере, две из которых взаимодействуют между собой посредством боковых поверхностей.
Кроме того, в одном из вариантов осуществления способа, подшипник содержит три кольца.
Для решения указанных и других задач согласно настоящему изобретению подшипник качения с разгрузкой от действия центробежных сил содержит внутреннее и наружное кольца, установленные с возможностью относительного вращения и выполненные с кольцевыми дорожками качения на оппозитно расположенных рабочих поверхностях, в которых размещены тела качения в контакте с соответствующими участками поверхности упомянутых дорожек, наружное кольцо выполнено из двух кольцевых частей с образованием между ними зазора, имеющих дорожку качения, действующих посредством давления на тела качения в стационарном режиме работы путем их поджатия к телам качения и контактирования их наружных дорожек качения подшипника с телами качения при установке подшипника в рабочее положение, что приводит к уменьшению максимального напряжения в кольцах подшипника, возникающего под воздействием центробежных сил тел качения, при больших частотах вращения вала.
Дополнительно, при разных вариантах осуществления способа, углы контакта тел качения с указанными обеими частями наружного кольца приблизительно равны между собой, или углы контакта тел качения с указанными обеими частями наружного кольца не равны между собой.
В другом варианте осуществления устройства согласно настоящему изобретению подшипник качения с разгрузкой от действия центробежных сил содержит кольца, установленные с возможностью относительного вращения и выполненные с кольцевыми дорожками качения на рабочих поверхностях, в которых размещены тела качения в контакте с соответствующими участками поверхности упомянутых дорожек, по меньшей мере, два кольца подшипника действуют посредством давления на тела качения в стационарном режиме работы и контактируют наружными дорожками качения подшипника с телами качения, по меньшей мере, одно из которых действует путем поджатия к телам качения при установке подшипника в рабочее положение, а другое кольцо выполнено в виде силового упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и установлено с созданием натяга при стационарном режиме работы по внешнему контуру на тела качения с обеспечением поджатия тел качения в сторону оси вращения, что приводит к уменьшению максимального напряжения в кольцах подшипника, возникающего под воздействием центробежных сил тел качения, при больших частотах вращения вала. Дополнительно, указанное одно кольцо представляет собой наружное кольцо, а подшипник снабжен дополнительным наружным кольцом, представляющим собой ограничитель смещения силового упругого кольца.
Кроме того, указанное одно кольцо представляет собой наружное кольцо, выполненное из двух кольцевых частей, имеющих зазор между их боковыми внутренними поверхностями, указанное одно кольцо представляет собой наружное кольцо, выполненное, по меньшей мере, из двух кольцевых частей, по меньшей мере, две из которых взаимодействуют между собой посредством боковых поверхностей. Дополнительно, в одном из вариантов осуществления устройства, подшипник качения содержит три кольца.
Краткое описание чертежей
Сущность настоящего изобретения будет более понятна при ознакомлении с последующим описанием предпочтительных вариантов выполнения подшипника с учетом сопроводительных чертежей, на которых:
На Фиг. 1 - представлено сечение, вид сбоку на радиально-упорный и радиальный шариковый подшипник 1-1 , в котором наружное кольцо выполнено из двух кольцевых частей, установленных с зазором между их боковыми внутренними поверхностями, и углы контакта тел качения с указанными обеими частями наружного кольца приблизительно равны между собой, в соответствии с настоящим изобретением.
На Фиг. 2 - представлено сечение, вид спереди на подшипник 1-1 по Фиг. 1.
На Фиг. 3 - представлена схема сил, действующих на радиальный шариковый подшипник 1-1 по Фиг. 1.
На Фиг. 4 - представлена схема сил, действующих на радиально- упорный шариковый подшипник 1-1 по Фиг. 1.
На Фиг. 5 - представлена схема сил, действующих на радиально- упорный шариковый подшипник 1-1 по Фиг. 1 , внутренняя дорожка качения которого в сечении, вид сбоку на радиально-упорный шариковый подшипник 1-1 , представляет собой арку, ограниченную со стороны тел качения, по меньшей мере, двумя дугами.
На Фиг. 6 - представлено сечение, вид сбоку на радиально-упорный и радиальный шариковый подшипник 1-2, в котором наружное кольцо выполнено из двух кольцевых частей, установленных с зазором между их боковыми внутренними поверхностями, и углы контакта тел качения с указанными обеими частями наружного кольца не равны между собой, в соответствии с настоящим изобретением. На Фиг. 7 - представлено сечение, вид спереди на подшипник 1-2 по
Фиг. 6.
На Фиг. 8 - представлено сечение, вид сбоку на двухрядный радиально-упорный и радиальный шариковый подшипник 1-2, функционально состоящий из двух подшипников по Фиг. 6. На Фиг. 9 - представлена схема сил, действующих на радиальный шариковый двухрядный подшипник 1-2 по Фиг. 8.
На Фиг. 10 — представлена схема сил, действующих на радиально- упорный шариковый двухрядный подшипник 1-2 по Фиг. 8.
На Фиг. 11 - представлена схема сил, действующих на радиально- упорный шариковый двухрядный подшипник 1-2 по Фиг. 8, внутренние дорожки качения которого в сечении, вид сбоку на радиально-упорный шариковый двухрядный подшипник 1-2, представляют собой арки, каждая из которых ограничена со стороны тел качения, по меньшей мере, двумя дугами. На Фиг. 12 - представлены графики зависимости от частоты вращения вала для отношения долговечности радиально-упорного подшипника 1-1 с внутренним диаметром 35 мм, наружным диаметром 55 мм и высотой 10 мм по Фиг. 1 - Фиг. 2 к долговечности обычного радиально-упорного подшипника указанного размера при осевой силе 125 H1 радиальной силе 50 H и различной силе осевого сжатия частей наружного кольца: кривая 1 - 700 H, кривая 2 - 900 H, кривая 3 - 1100 H.
На Фиг. 13 - представлены графики зависимости от частоты вращения вала для долговечности радиально-упорного подшипника 1-1 по Фиг. 1 - Фиг.
2 и долговечности обычного радиально-упорного подшипника при параметрах, указанных на Фиг. 12: кривая 1 - 700 H, кривая 2 - 900 H, кривая
3 - 1100 H, кривая 4 - обычный радиально-упорный подшипник.
На Фиг. 14 - представлено сечение, вид сбоку на радиально-упорный шариковый подшипник 1-3, в котором одно из колец выполнено в виде силового упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и установлено с созданием натяга при стационарном режиме работы по внешнему контуру на тела качения с обеспечением поджатия тел качения в сторону оси вращения, в соответствии с настоящим изобретением. На Фиг. 15 - представлено сечение, вид спереди на подшипник 1-3 по Фиг. 14. На Фиг. 16 - представлена схема сил, действующих на подшипник 1-3 по Фиг. 14.
На Фиг. 17 - представлено сечение, вид сбоку на радиально-упорный шариковый подшипник 1-4, в котором одно из колец выполнено в виде силового упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и установлено с созданием натяга при стационарном режиме работы по внешнему контуру на тела качения с обеспечением поджатия тел качения в сторону оси вращения, а подшипник снабжен дополнительным наружным кольцом, представляющим собой ограничитель смещения силового упругого кольца, в соответствии с настоящим изобретением. На Фиг. 18 - представлено сечение, вид спереди на подшипник 1-4 по
Фиг. 17.
На Фиг. 19 - представлена схема сил, действующих на радиально- упорный шариковый подшипник 1-4 по Фиг. 17, в котором ограничитель смещения силового упругого кольца встроен в наружное кольцо подшипника. На Фиг. 20 - представлена схема сил, действующих на радиально- упорный шариковый подшипник 1-4 по Фиг. 17, в котором ограничитель смещения силового упругого кольца прижат к наружному кольцу подшипника. На Фиг. 21 - представлены графики зависимости от частоты вращения вала для отношения долговечности радиально-упорного подшипника 1-3 и 1- 4 с внутренним диаметром 35 мм, наружным диаметром 55 мм и высотой 10 мм по Фиг.14 - Фиг.15 и Фиг.17 - Фиг.18 к долговечности обычного радиально- упорного подшипника указанного размера при осевой силе 125 H, радиальной силе 50 H и различной силе, с которой силовое кольцо действует на каждый шарик: кривая 1 - 80 H, кривая 2 - 100 H, кривая 3 - 130 H. На Фиг. 22 - представлены графики зависимости от частоты вращения вала для долговечности радиально-упорного подшипника 1-3 и 1-4 по Фиг.14
- Фиг.15 и Фиг. 17 - Фиг. 18 и долговечности обычного радиально-упорного подшипника при параметрах, указанных на Фиг. 21 : кривая 1 - 80 H, кривая 2
- 100 H, кривая 3 - 130 H, кривая 4 - обычный радиально-упорный подшипник. На Фиг. 23 - представлено сечение, вид сбоку на радиально-упорный и радиальный шариковый подшипник 1-5, в котором одно из колец выполнено в виде силового упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и установлено с созданием натяга при стационарном режиме работы по внешнему контуру на тела качения с обеспечением поджатия тел качения в сторону оси вращения, наружное кольцо подшипника выполнено из двух кольцевых частей, установленных с зазором между их боковыми внутренними поверхностями, в соответствии с настоящим изобретением. На Фиг. 24 - представлено сечение, вид спереди на подшипник 1-5 по
Фиг. 23.
На Фиг. 25 - представлена схема сил, действующих на радиальный шариковый подшипник 1-5 по Фиг. 23.
На Фиг. 26 - представлена схема сил, действующих на радиально- упорный шариковый 1-5 подшипник по Фиг. 23.
На Фиг. 27 - представлена схема сил, действующих на радиально- упорный шариковый подшипник 1-5 по Фиг. 23, внутренняя дорожка качения которого в сечении, вид сбоку на радиально-упорный шариковый подшипник 1-5, представляет собой арку, ограниченную со стороны тел качения, по меньшей мере, двумя дугами.
На Фиг. 28 - представлены графики зависимости от частоты вращения вала для отношения долговечности радиально-упорного подшипника 1-5 с внутренним диаметром 35 мм, наружным диаметром 55 мм и высотой 10 мм по Фиг. 23 - Фиг. 24 к долговечности обычного радиально-упорного подшипника указанного размера при осевой силе 125 H, радиальной силе 50 H, силе 120 H, с которой силовое кольцо действует на каждый шарик, и различной силе осевого сжатия частей наружного кольца: кривая 1 - 400 H, кривая 2 - 500 H, кривая 3 - 550 H.
На Фиг. 29 - представлены графики зависимости от частоты вращения вала для долговечности радиально-упорного подшипника 1-5 по Фиг. 23 -
Фиг. 24 и долговечности обычного радиально-упорного подшипника при параметрах, указанных на Фиг. 28: кривая кривая 1 - 400 H, кривая 2 - 500 H, кривая 3 - 550 H, кривая 4 - обычный радиально-упорный подшипник.
На Фиг. 30 - представлено сечение, вид сбоку на радиально-упорный и радиальный шариковый подшипник 1-6, в котором одно из колец выполнено ιυ в виде силового упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и установлено с созданием натяга при стационарном режиме работы по внешнему контуру на тела качения с обеспечением поджатия тел качения в сторону оси вращения, наружное кольцо подшипника выполнено из трех кольцевых частей, взаимодействующих между собой посредством боковых поверхностей, в соответствии с настоящим изобретением.
На Фиг. 31 - представлено сечение, вид спереди на подшипник 1-6 по Фиг. 30. На Фиг. 32 - представлена схема сил, действующих на радиальный шариковый подшипник 1-6 по Фиг. 30, наружное кольцо подшипника выполнено из двух кольцевых частей, в соответствии с настоящим изобретением.
На Фиг. 33 - представлена схема сил, действующих на радиально- упорный шариковый подшипник 1-6 по Фиг. 30, наружное кольцо подшипника выполнено из трех кольцевых частей, одна из которых встроена в другую, в соответствии с настоящим изобретением.
На Фиг. 34 - представлена схема сил, действующих на радиально- упорный шариковый подшипник 1-6 по Фиг. 30, внутренняя дорожка качения которого в сечении, вид сбоку на радиально-упорный шариковый подшипник 1-6, представляет собой арку, ограниченную со стороны тел качения, по меньшей мере, двумя дугами.
На Фиг. 35 - представлены графики зависимости от частоты вращения вала для отношения долговечности радиально-упорного подшипника 1-6 с внутренним диаметром 35 мм, наружным диаметром 55 мм и высотой 10 мм по Фиг. 30 - Фиг. 31 к долговечности обычного радиально-упорного подшипника указанного размера при осевой силе 125 H, радиальной силе 50 H, и различной силе, с которой силовое кольцо действует на каждый шарик: кривая 1 - 60 H, кривая 2 - 70 H, кривая 3 - без силового кольца. На Фиг. 36 - представлены графики зависимости от частоты вращения вала для долговечности радиально-упорного подшипника 1-6 по Фиг. 30 - Фиг. 31 и долговечности обычного радиально-упорного подшипника при параметрах, указанных на Фиг. 35: кривая 1 - 60 H, кривая 2 - 70 H, кривая 3 - без силового кольца, кривая 4 - обычный радиально-упорный подшипник. На Фиг. 37 - представлены графики зависимости от частоты вращения вала для отношения долговечности радиально-упорного подшипника 1-6 с внутренним диаметром 35 мм, наружным диаметром 55 мм и высотой 10 мм по Фиг. 34 - Фиг. 31 к долговечности обычного радиально-упорного подшипника указанного размера при осевой силе 125 H, радиальной силе 50 H, и различной силе, с которой силовое кольцо действует на каждый шарик: кривая 1 - 80 H, кривая 2 - 100 H, кривая 3 - без силового кольца.
На Фиг. 38 - представлены графики зависимости от частоты вращения вала для долговечности радиально-упорного подшипника 1-6 по Фиг. 34 - Фиг. 31 и долговечности обычного радиально-упорного подшипника при параметрах, указанных на Фиг. 35: кривая 1 - 80 H, кривая 2 - 100 H, кривая
3 - без силового кольца, кривая 4 - обычный радиально-упорный подшипник.
На Фиг. 39 - представлено сечение, вид сбоку на радиальный роликовый подшипник 1-7, в котором одно из колец выполнено в виде силового упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и установлено с созданием натяга при стационарном режиме работы по внешнему контуру на тела качения с обеспечением поджатия тел качения в сторону оси вращения, наружное кольцо подшипника выполнено из трех кольцевых частей, взаимодействующих между собой посредством боковых поверхностей, в соответствии с настоящим изобретением.
На Фиг. 40 - представлено сечение, вид спереди на подшипник 1-7 по Фиг. 39.
На Фиг. 41 - представлена схема сил, действующих на радиальный роликовый подшипник 1-7 по Фиг. 39, наружное кольцо подшипника выполнено из двух кольцевых частей, в соответствии с настоящим изобретением.
На Фиг. 42 - представлена схема сил, действующих на радиальный роликовый подшипник 1-7 по Фиг. 39, наружное кольцо подшипника выполнено из трех кольцевых частей, одна из которых встроена в другую, в соответствии с настоящим изобретением.
На Фиг. 43 - представлено сечение, вид сбоку на радиально-упорный роликовый подшипник 1-8, в котором одно из колец выполнено в виде силового упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и установлено с созданием натяга при стационарном режиме работы по внешнему контуру на тела качения с обеспечением поджатия тел качения в сторону оси вращения, наружное кольцо подшипника выполнено из трех кольцевых частей, взаимодействующих между собой посредством боковых поверхностей, в соответствии с настоящим изобретением.
На Фиг. 44 - представлено сечение, вид спереди на подшипник 1-8 по Фиг. 43.
На Фиг. 45 - представлена схема сил, действующих на радиально- упорный роликовый подшипник 1-8 по Фиг. 43, наружное кольцо подшипника выполнено из двух кольцевых частей, в соответствии с настоящим изобретением. На Фиг. 46 - представлена схема сил, действующих на радиально- упорный роликовый подшипник 1-8 по Фиг. 43, наружное кольцо подшипника выполнено из трех кольцевых частей, одна из которых встроена в другую, в соответствии с настоящим изобретением.
На Фиг. 47 - представлено сечение, вид сбоку на упорный шариковый подшипник 1-9, в котором одно из колец выполнено в виде силового упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и установлено с созданием натяга при стационарном режиме работы по внешнему контуру на тела качения с обеспечением поджатия тел качения в сторону оси вращения, подшипник содержит три кольца, в соответствии с настоящим изобретением.
На Фиг. 48 - представлено сечение, вид спереди на подшипник 1-9 по Фиг. 47.
На Фиг. 49 - представлена схема сил, действующих на упорный шариковый подшипник 1-9 по Фиг. 47. На Фиг. 50 - представлено сечение, вид сбоку на упорный роликовый подшипник 1-10, в котором одно из колец выполнено в виде силового упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и установлено с созданием натяга при стационарном режиме работы по внешнему контуру на тела качения с обеспечением поджатия тел качения в сторону оси вращения, подшипник содержит три кольца, а конические ролики имеют широкую сторону в форме полусферы или половины эллипсоида, в соответствии с настоящим изобретением.
На Фиг. 51 - представлено сечение, вид спереди на подшипник 1-10 по Фиг. 50. На Фиг. 52 - представлена схема сил, действующих на упорный роликовый подшипник 1-10 по Фиг. 50.
На Фиг. 53 - представлена первая схема размещения подшипников 1-5 по Фиг. 23 - Фиг. 24 в шпинделе при осевой силе 125 H, радиальной силе 5 H, сжимающей силе 700H.
На Фиг. 54 - представлена вторая схема размещения подшипников 1-5 по Фиг. 23 - Фиг. 24 в шпинделе при осевой силе 125 H, радиальной силе 5
H1 сжимающей силе 700H.
Рассмотрим конструктивное исполнение подшипника качения. На Фиг. 1 и Фиг. 2 (п.2 и п.10 формулы изобретения) подшипник качения выполнен в виде радиального или радиально-упорного шарикового подшипника 1-1. Подшипник 1-1 имеет цельное внутреннее кольцо 2 с дорожкой качения и наружное кольцо 3, выполненное в виде двух частей 4 и
5, каждая из которых имеет дорожку качения. Между внутренним 2 и наружным 3 кольцами установлены тела качения, в данном случае, представляющие собой шарики 6, расположенные в сепараторе 7. Две части
4 и 5 наружного кольца установлены с образованием между ними зазора 8.
Углы контакта тел качения с указанными обеими частями 4 и 5 наружного кольца 3 приблизительно равны между собой. На Фиг. 3 и Фиг. 4 показаны схемы распределения сил, действующих на подшипник 1-1 , из которых видно, что подшипник 1-1 может быть как радиальным, так и радиально-упорным.
На Фиг. 5 показана схема распределения сил, действующих на подшипник 1-1 , из которой видно, что подшипник 1-1 может иметь внутреннюю дорожку качения, поперечное сечение которой представляет собой арку, ограниченную со стороны тел качения, по меньшей мере, двумя дугами.
На Фиг. 6 и Фиг. 7 (п.З и п.11 формулы изобретения) подшипник качения выполнен в виде радиального или радиально-упорного шарикового подшипника 1-2. Подшипник 1-2 имеет цельное внутреннее кольцо 2 с дорожкой качения и наружное кольцо 3, выполненное в виде двух частей 4 и
5, каждая из которых имеет дорожку качения. Между внутренним 2 и наружным 3 кольцами установлены тела качения, в данном случае, представляющие собой шарики 6, расположенные в сепараторе 7. Две части 4 и 5 наружного кольца установлены с образованием между ними зазора 8. Углы контакта тел качения с указанными обеими частями 4 и 5 наружного кольца 3 не равны между собой.
Различие углов контакта приведет к вращению частей 4 и 5 наружного кольца 3 друг относительно друга: при неподвижной части 4 будет вращаться часть 5 и наоборот. Поэтому на Фиг. 8 показан вариант изготовления подшипника 1-2 в виде двухрядного радиального или радиально-упорного шарикового подшипника, который функционально представляет собой два подшипника по Фиг. 6, прижатые друг к другу частями соответствующего наружного кольца 3, имеющими одинаковые контактные углы с соответствующими шариками 6.
На Фиг. 9 и Фиг. 10 показаны схемы распределения сил, действующих на подшипник 1-2, из которых видно, что подшипник 1-2 может быть как радиальным, так и радиально-упорным.
На Фиг. 11 показана схема распределения сил, действующих на подшипник 1-2, из которой видно, что подшипник 1-2 может иметь внутренние дорожки качения, поперечные сечения которых представляют собой арки, каждая из которых ограничена со стороны тел качения, по меньшей мере, двумя дугами.
На Фиг. 14 и Фиг. 15 (п.4 и п.12 формулы изобретения) подшипник качения выполнен в виде радиально-упорного шарикового подшипника 1-3. Подшипник 1-3 имеет цельное внутреннее кольцо 2 с дорожкой качения и наружное кольцо 3, выполненное из одной части 4 с дорожкой качения, а также силовое кольцо 9 с дорожкой качения. Часть 4 наружного кольца 3 и силовое кольцо 9 установлены с образованием между ними зазора 15. Между внутренним 2 и наружным 3 кольцами установлены тела качения, в данном случае, представляющие собой шарики 6, расположенные в сепараторе 7. Дорожка качения силового кольца 9 имеет внутренний радиус несколько меньший, чем расстояние от оси вращения подшипника до внешних точек тел качения 6 по поперечному сечению подшипника 1-3. Поэтому силовое кольцо 9 установлено при стационарном режиме работы с натягом по внешнему контуру на тела качения с возможностью свободного вращения и с обеспечением поджатия тел качения 6 в сторону оси вращения вала. Силовое кольцо 9 образует с частью 4 наружного кольца 3 наружные дорожки качения для тел качения 6. На Фиг. 16 представлена схема сил, действующих на подшипник 1-3 в рассмотренном примере.
На Фиг. 17 и Фиг. 18 (п.5 и п.13 формулы изобретения) подшипник качения выполнен в виде радиально-упорного шарикового подшипника 1-4. От подшипника 1-3 подшипник 1-4 отличается тем, что содержит ограничитель смещения 10 для силового кольца 9.
На Фиг. 19 и Фиг. 20 показано распределение сил, действующих на подшипник 1-4 с ограничителем смещения 10, в одном варианте выполненным встроенным в наружное кольцо 3 подшипника, а в другом - прижатом к наружному кольцу 3 подшипника.
На Фиг. 23 и Фиг. 24 (п.6 и п.14 формулы изобретения) подшипник качения выполнен в виде радиального или радиально-упорного шарикового подшипника 1-5. Подшипник 1-5 имеет цельное внутреннее кольцо 2 с дорожкой качения и наружное кольцо 3, выполненное в виде двух частей 4 и 5, каждая из которых имеет дорожку качения, а также силовое кольцо 9 с дорожкой качения. Две части 4 и 5 наружного кольца установлены с образованием между ними зазора 8. Силовое упругое кольцо 9 расположено с зазором 15 между частями 4 и 5 наружного кольца 3. Между внутренним 2 и наружным 3 кольцами установлены тела качения, в данном случае, представляющие собой шарики 6, расположенные в сепараторе 7. Дорожка качения силового кольца 9 имеет внутренний радиус несколько меньший, чем расстояние от оси вращения подшипника до внешних точек тел качения 6 по поперечному сечению подшипника 1-5. Поэтому силовое кольцо 9 установлено при стационарном режиме работы с натягом по внешнему контуру на тела качения с возможностью свободного вращения и с обеспечением поджатия тел качения 6 в сторону оси вращения вала. Силовое кольцо 9 образует с обеими частями 4 и 5 наружного кольца 3 наружные дорожки качения для тел качения 6. Углы контакта тел качения с указанными обеими частями 4 и 5 наружного кольца 3 приблизительно равны между собой.
На Фиг. 25 и Фиг. 26 показаны схемы распределения сил, действующих на подшипник 1-5, из которых видно, что подшипник 1-5 может быть как радиальным, так и радиально-упорным.
На Фиг. 27 показана схема распределения сил, действующих на подшипник 1-5, из которой видно, что подшипник 1-5 может иметь внутреннюю дорожку качения, поперечное сечение которой представляет собой арку, ограниченную со стороны тел качения, по меньшей мере, двумя дугами.
На Фиг. 30 и Фиг. 31 (п.7 и п.15 формулы изобретения) подшипник качения выполнен в виде радиального или радиально-упорного шарикового подшипника 1-6. Подшипник 1-6 имеет цельное внутреннее кольцо 2 с дорожкой качения и наружное кольцо 3, выполненное, по меньшей мере, из двух кольцевых частей, по меньшей мере, две из которых взаимодействуют между собой посредством боковых поверхностей. В данном исполнении подшипника 1-6 наружное кольцо 3 выполнено в виде трех частей 4, 5 и 11 , две из которых 4 и 5 каждая имеет дорожку качения. Подшипник также содержит силовое кольцо 9 с дорожкой качения. Две части 4 и 5 наружного кольца 3 установлены с образованием между ними зазора 8, в котором расположена часть 11 наружного кольца 3, представляющая собой в данном случае дополнительное тонкое кольцо, упирающееся в боковые поверхности частей 4 и 5 наружного кольца 3. В этом случае боковые поверхности частей 4 и 11 наружного кольца 3, а также 5 и 11 наружного кольца 3 взаимодействуют друг с другом. Силовое упругое кольцо 9 расположено с зазором 15 между частями 4, 5 и 11 наружного кольца 3. Между внутренним 2 и наружным 3 кольцами установлены тела качения, в данном случае, представляющие собой шарики 6, расположенные в сепараторе 7. Дорожка качения силового кольца 9 имеет внутренний радиус несколько меньший, чем расстояние от оси вращения подшипника до внешних точек тел качения 6 по поперечному сечению подшипника 1-6. Поэтому силовое кольцо 9 установлено при стационарном режиме работы с натягом по внешнему контуру на тела качения с возможностью свободного вращения и с обеспечением поджатия тел качения 6 в сторону оси вращения вала. Силовое кольцо 9 образует с обеими частями 4 и 5 наружного кольца 3 наружные дорожки качения для тел качения 6. Углы контакта тел качения с указанными обеими частями 4 и 5 наружного кольца 3 приблизительно равны между собой.
На Фиг. 32 и Фиг. 33 показаны схемы распределения сил, действующих, соответственно, на радиальный и радиально-упорный подшипники 1-6, где на Фиг. 32 наружное кольцо подшипника 3 выполнено из двух кольцевых частей 4 и 5, а на Фиг. 33 наружное кольцо подшипника 3 выполнено из трех кольцевых частей 4, 5 и 11 , одна из которых часть 5 встроена в другую часть 11.
На Фиг. 34 показана схема распределения сил, действующих на подшипник 1-6, из которой видно, что подшипник 1-6 может иметь внутреннюю дорожку качения, поперечное сечение которой представляет собой арку, ограниченную со стороны тел качения, по меньшей мере, двумя дугами.
На Фиг. 39 и Фиг. 40 (п.7 и п.15 формулы изобретения) подшипник качения выполнен в виде радиального роликового подшипника 1-7. Подшипник 1-7 имеет цельное внутреннее кольцо 2 с дорожкой качения и наружное кольцо 3, выполненное, по меньшей мере, из двух кольцевых частей, по меньшей мере, две из которых взаимодействуют между собой посредством боковых поверхностей. В данном исполнении подшипника 1-7 наружное кольцо 3 выполнено в виде трех частей 4, 5 и 11 , две из которых 4 и 5 каждая имеет дорожку качения. Подшипник также содержит силовое кольцо 9 с дорожкой качения. Две части 4 и 5 наружного кольца 3 установлены с образованием между ними зазора 8, в котором расположена часть 11 наружного кольца 3, представляющая собой в данном случае дополнительное тонкое кольцо, упирающееся в боковые поверхности частей 4 и 5 наружного кольца 3. В этом случае боковые поверхности частей 4 и 11 наружного кольца 3, а также 5 и 11 наружного кольца 3 взаимодействуют друг с другом. Силовое упругое кольцо 9 расположено с зазором 15 между частями 4, 5 и 11 наружного кольца 3. Между внутренним 2 и наружным 3 кольцами установлены тела качения, в данном случае, представляющие собой ролики 12, расположенные в сепараторе 7. Дорожка качения силового кольца 9 имеет внутренний радиус несколько меньший, чем расстояние от оси вращения подшипника до внешних точек тел качения 12 по поперечному сечению подшипника 1-7. Поэтому силовое кольцо 9 установлено при стационарном режиме работы с натягом по внешнему контуру на тела качения с возможностью свободного вращения и с обеспечением поджатия тел качения 12 в сторону оси вращения вала. Силовое кольцо 9 образует с обеими частями 4 и 5 наружного кольца 3 наружные дорожки качения для тел качения 12.
На Фиг. 41 и Фиг. 42 показаны схемы распределения сил, действующих, на радиальный подшипник 1-7, где на Фиг. 41 наружное кольцо подшипника 3 выполнено из двух кольцевых частей 4 и 5, а на Фиг. 42 наружное кольцо подшипника 3 выполнено из трех кольцевых частей 4, 5 и 11 , одна из которых часть 5 встроена в другую часть 11.
На Фиг. 43 и Фиг. 44 (п.7 и п.15 формулы изобретения) подшипник качения выполнен в виде радиально-упорного роликового подшипника 1-8. Подшипник 1-8 имеет цельное внутреннее кольцо 2 с дорожкой качения и наружное кольцо 3, выполненное, по меньшей мере, из двух кольцевых частей, по меньшей мере, две из которых взаимодействуют между собой посредством боковых поверхностей. В данном исполнении подшипника 1-8 наружное кольцо 3 выполнено в виде трех частей 4, 5 и 11 , две из которых 4 и 5 каждая имеет дорожку качения. Подшипник также содержит силовое кольцо 9 с дорожкой качения. Две части 4 и 5 наружного кольца 3 установлены с образованием между ними зазора 8, в котором расположена часть 11 наружного кольца 3, представляющая собой в данном случае дополнительное тонкое кольцо, упирающееся в боковые поверхности частей 4 и 5 наружного кольца 3. В этом случае боковые поверхности частей 4 и 11 наружного кольца 3, а также 5 и 11 наружного кольца 3 взаимодействуют друг с другом. Силовое упругое кольцо 9 расположено с зазором 15 между частями 4, 5 и 11 наружного кольца 3. Между внутренним 2 и наружным 3 кольцами установлены тела качения, в данном случае, представляющие собой ролики 12, расположенные в сепараторе 7. Дорожка качения силового кольца 9 имеет внутренний радиус несколько меньший, чем расстояние от оси вращения подшипника до внешних точек тел качения 12 по поперечному сечению подшипника 1-8. Поэтому силовое кольцо 9 установлено при стационарном режиме работы с натягом по внешнему контуру на тела качения с возможностью свободного вращения и с обеспечением поджатия тел качения 12 в сторону оси вращения вала. Силовое кольцо 9 образует с обеими частями 4 и 5 наружного кольца 3 наружные дорожки качения для тел качения 12. На Фиг. 45 и Фиг. 46 показаны схемы распределения сил, действующих, на радиальный подшипник 1-8, где на Фиг. 45 наружное кольцо подшипника 3 выполнено из двух кольцевых частей 4 и 5, а на Фиг. 46 наружное кольцо подшипника 3 выполнено из трех кольцевых частей 4, 5 и 11 , одна из которых часть 5 встроена в другую часть 11. На Фиг. 47 и Фиг. 48 (п.8 и п.16 формулы изобретения) подшипник качения выполнен в виде упорного шарикового подшипника 1-9. Подшипник 1-9 имеет два кольца 13, каждое из которых имеет дорожку качения, а также силовое кольцо 9 с дорожкой качения. Два кольца 13 установлены с образованием между ними зазора 8. Силовое упругое кольцо 9 расположено с зазором 15 между кольцами 13. Между кольцами 13 установлены тела качения, в данном случае, представляющие собой шарики 6, расположенные в сепараторе 7. Дорожка качения силового кольца 9 имеет внутренний радиус несколько меньший, чем расстояние от оси вращения подшипника до внешних точек тел качения 6 по поперечному сечению подшипника 1-9. Поэтому силовое кольцо 9 установлено при стационарном режиме работы с натягом по внешнему контуру на тела качения с возможностью свободного вращения и с обеспечением поджатия тел качения 6 в сторону оси вращения вала. Силовое кольцо 9 образует с обоими кольцами 13 дорожки качения для тел качения 6.
На Фиг. 49 показана схемы распределения сил, действующих на упорный шариковый подшипник 1-9 с силовым кольцом 9.
На Фиг. 50 и Фиг. 51 (п.8 и п.16 формулы изобретения) подшипник качения выполнен в виде упорного роликового подшипника 1-10. Подшипник 1-10 имеет два кольца 13, каждое из которых имеет дорожку качения, а также силовое кольцо 9 с дорожкой качения. Два кольца 13 установлены с образованием между ними зазора 8. Силовое упругое кольцо 9 расположено с зазором 15 между кольцами 13. Между кольцами 13 установлены тела качения, в данном случае, представляющие собой ролики 12, расположенные в сепараторе 7. Дорожка качения силового кольца 9 имеет внутренний радиус несколько меньший, чем расстояние от оси вращения подшипника до внешних точек тел качения 12 по поперечному сечению подшипника 1-10. Поэтому силовое кольцо 9 установлено при стационарном режиме работы с натягом по внешнему контуру на тела качения с возможностью свободного вращения и с обеспечением поджатия тел качения 12 в сторону оси вращения вала. Силовое кольцо 9 образует с обоими кольцами 13 дорожки качения для тел качения 12.
На Фиг. 52 показаны схемы распределения сил, действующих на упорный роликовый подшипник 1-10 с силовым кольцом 9. На Фиг. 53 и Фиг. 54 представлены схемы размещения подшипников 1- 5, показанных на Фиг. 23 и Фиг. 24, в шпинделе 16 с упругими элементами 14 при осевой силе 125 H, действующей на подшипник, и силе сжатия 700 H кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3.
Варианты осуществления изобретения
Рассмотрим работу подшипника качения.
В варианте осуществления 1-1 (Фиг. 1 и Фиг. 2) подшипник работает следующим образом. При большой частоте вращения вала центробежная сила прижимает шарики к кольцевым частям 4 и 5 наружного кольца 3, составляющим наружную дорожку качения, образуя у шарика 6 с ними два пятна контакта. При малой осевой силе сжатия кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3 шарик 6 будет выдавливаться наружу под действием центробежной силы, и углы контакта шарика 6 с этими кольцевыми частями будут уменьшаться. Соответствующие пятна контакта шарика 6 будут перемещаться за внутренние пределы дорожек качения кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3 на их внутренние кромки, что приведет к разрушению их дорожек качения и нарушению сферической формы шариков, и, в итоге, к разрушению подшипника. Для исключения этого процесса создают осевую силу сжатия кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3, которая выдавливает шарик 6 в сторону оси вращения вала, противодействуя выдавливанию шарика 6 наружу под действием центробежной силы. Величину осевой силы сжатия подбирают таким образом, чтобы пятна контакта шариков с дорожками качения кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3 всегда находились в пределах соответствующих дорожек качения. Для достижения максимальной долговечности подшипника в заданном диапазоне частоты вращения вала необходимо достичь как можно меньшего максимального напряжения у наиболее нагруженного кольца подшипника. Для этого добиваются сближения значений максимальных напряжений в дорожках качения кольцевых частей 4 или 5 наружного кольца 3. Это достигается подбором осевой силы сжатия кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3.
В варианте осуществления 1-2 (Фиг. 6 и Фиг. 7) подшипник работает так же, как и в варианте 1-1 (Фиг. 1 и Фиг. 2). Отличие варианта осуществления 1-2 подшипника от варианта 1-1 состоит в различии углов контакта шариков 6 с частями 4 и 5 наружного кольца 3, которое приведет к вращению частей 4 и 5 наружного кольца 3 друг относительно друга: при неподвижной части 4 будет вращаться часть 5 и наоборот. Поэтому вариант осуществления 1-2 подшипника имеет смысл изготавливать в виде двухрядного радиального или радиально-упорного шарикового подшипника по Фиг. 8, который функционально представляет собой два подшипника по Фиг. 6, прижатые друг к другу частями соответствующего наружного кольца 3, имеющими одинаковые контактные углы с соответствующими шариками 6.
Для вариантов исполнения 1-1 и 1-2 подшипника на Фиг. 12 представлены графики зависимости от частоты вращения вала для отношения долговечности радиально-упорного подшипника к долговечности обычного радиально-упорного подшипника указанного размера при различной силе осевого сжатия частей наружного кольца, а на Фиг. 13 представлены графики зависимости от частоты вращения вала для долговечности радиально-упорного подшипника и долговечности обычного радиально-упорного подшипника при параметрах, указанных на Фиг. 12.
Из этих зависимостей, в частности, видно, что на больших частотах вращения, более 45 тыс. об/мин, подшипник согласно настоящему изобретению имеет преимущество по сравнению с обычным радиально- упорным подшипником, и при частотах более 85 тыс. об/мин увеличение долговечности подшипника может превышать 11 раз. Эта зависимость подтверждает вышеуказанные утверждения о значительном повышении долговечности подшипника в рассмотренном варианте осуществления.
В варианте осуществления 1-3 (Фиг. 14 и Фиг. 15) подшипник работает следующим образом. Силовое упругое кольцо 9 прижимает шарики в сторону оси вращения вала. Силовое упругое кольцо 9 свободно вращается в противоположном вращению вала направлении вследствие расположения пятна контакта кольца 9 с шариком 6 дальше от центра шарика, чем пятно контакта шарика 6 с обычно неподвижной частью 4 наружного кольца 3. При большой частоте вращения вала центробежная сила прижимает шарики к кольцевой части 4 наружного кольца 3 и к силовому упругому кольцу 9, составляющими наружную дорожку качения, образуя у шарика 6 с ними два пятна контакта. При малой радиальной силе поджатия шарика 6 силовым упругим кольцом 9 шарик 6 будет выдавливаться наружу под действием центробежной силы, и угол контакта шарика 6 с кольцевой частью 4 будет уменьшаться. Соответствующее пятно контакта шарика 6 будет перемещаться за внутренние пределы дорожки качения кольцевой части 4 наружного кольца 3 на ее внутренние кромки, что приведет к разрушению дорожки качения и нарушению сферической формы шариков, и, в итоге, к разрушению подшипника. Для исключения этого процесса радиальную силу поджатия шарика 6 силовым упругим кольцом 9 подбирают таким образом, чтобы пятно контакта шариков с дорожкой качения кольцевой части 4 наружного кольца 3 всегда находилось в пределах этой дорожки качения. Для достижения максимальной долговечности подшипника в заданном диапазоне частоты вращения вала необходимо достичь как можно меньшего максимального напряжения у наиболее нагруженного кольца подшипника. Для этого добиваются выравнивания максимальных напряжений в дорожках качения кольцевой части 4 наружного кольца 3, которая воспринимает внешнюю нагрузку на подшипник, и силового упругого кольца 9. Это достигается подбором радиальной силы поджатия каждого шарика силовым упругим кольцом 9.
В варианте осуществления 1-4 (Фиг. 17 и Фиг. 18) подшипник работает так же, как и в варианте 1-3 (Фиг. 14 и Фиг. 15). Отличие варианта осуществления 1-4 от варианта 1-3 состоит в наличии ограничителя смещения 10 силового упругого кольца 9, предохраняющего от случайного соскакивания силового упругого кольца 9 с шариков 6 и превращения подшипника в обычный радиально-упорный подшипник с двумя кольцами.
Для вариантов исполнения 1-3 и 1-4 подшипника на Фиг. 21 представлены графики зависимости от частоты вращения вала для отношения долговечности радиально-упорного подшипника к долговечности обычного радиально-упорного подшипника указанного размера при различной силе, с которой силовое кольцо действует на каждый шарик, а на Фиг. 22 представлены графики зависимости от частоты вращения вала для долговечности радиально-упорного подшипника и долговечности обычного радиально-упорного подшипника при параметрах, указанных на Фиг. 21.
Из этих зависимостей, в частности, видно, что на больших частотах вращения, более 31 тыс. об/мин, подшипник согласно настоящему изобретению имеет преимущество по сравнению с обычным радиально- упорным подшипником, и при частотах более 44 тыс. об/мин увеличение долговечности подшипника может превышать 5 раз. Эта зависимость подтверждает вышеуказанные утверждения о значительном повышении долговечности подшипника в рассмотренном варианте осуществления.
В варианте осуществления 1-5 (Фиг. 23 и Фиг. 24) подшипник работает следующим образом. Силовое упругое кольцо 9 прижимает шарики в сторону оси вращения вала. Силовое упругое кольцо 9 свободно вращается в противоположном вращению вала направлении вследствие расположения пятна контакта кольца 9 с шариком 6 дальше от центра шарика, чем пятна контакта шарика 6 с обычно неподвижными частями 4 и 5 наружного кольца 3. При большой частоте вращения вала центробежная сила прижимает шарики к кольцевым частям 4 и 5 наружного кольца 3 и к силовому упругому кольцу 9, составляющими наружную дорожку качения, образуя у шарика 6 с ними 3 пятна контакта. При малой осевой силе сжатия кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3 и малой радиальной силе поджатия шарика 6 силовым упругим кольцом 9 шарик 6 будет выдавливаться наружу под действием центробежной силы, и углы контакта шарика 6 с этими кольцевыми частями будут уменьшаться. Соответствующие пятна контакта шарика 6 будут перемещаться за внутренние пределы дорожек качения кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3 на их внутренние кромки, что приведет к разрушению их дорожек качения и нарушению сферической формы шариков, и, в итоге, к разрушению подшипника. Для исключения этого процесса осевую силу сжатия кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3 и радиальную силу поджатия шарика 6 силовым упругим кольцом 9 подбирают таким образом, чтобы пятна контакта шариков с дорожками качения кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3 всегда находились в пределах соответствующих дорожек качения. Для достижения максимальной долговечности подшипника в заданном диапазоне частоты вращения вала необходимо достичь как можно меньшего максимального напряжения у наиболее нагруженного кольца подшипника. Для этого добиваются выравнивания максимальных напряжений в дорожках качения одной из кольцевых частей 4 или 5 наружного кольца 3, которая воспринимает внешнюю нагрузку на подшипник, и силового упругого кольца 9. Это достигается подбором осевой силы сжатия кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3 и радиальной силы поджатия каждого шарика силовым упругим кольцом 9.
Для варианта исполнения 1-5 подшипника на Фиг. 28 представлены графики зависимости от частоты вращения вала для отношения долговечности радиально-упорного подшипника к долговечности обычного радиально-упорного подшипника указанного размера при заданной силе, с которой силовое кольцо действует на каждый шарик, и различной силе осевого сжатия частей наружного кольца, а на Фиг. 29 представлены графики зависимости от частоты вращения вала для долговечности радиально- упорного подшипника и долговечности обычного радиально-упорного подшипника при параметрах, указанных на Фиг. 28.
Из этих зависимостей, в частности, видно, что на больших частотах вращения, более 56 тыс. об/мин, подшипник согласно настоящему изобретению имеет преимущество по сравнению с обычным радиально- упорным подшипником, и при частотах более 80 тыс. об/мин увеличение долговечности подшипника может превышать 50 раз. Эта зависимость подтверждает вышеуказанные утверждения о значительном повышении долговечности подшипника в рассмотренном варианте осуществления. В варианте осуществления 1-6 (Фиг. 30 и Фиг. 31) подшипник работает следующим образом. Силовое упругое кольцо 9 прижимает шарики 6 в сторону оси вращения вала. Силовое упругое кольцо 9 свободно вращается в противоположном вращению вала направлении вследствие расположения пятна контакта кольца 9 с шариком 6 дальше от центра шарика, чем пятна контакта шарика 6 с обычно неподвижными частями 4 и 5 наружного кольца 3. При большой частоте вращения вала центробежная сила прижимает шарики к кольцевым частям 4 и 5 наружного кольца 3 и к силовому упругому кольцу 9, составляющими наружную дорожку качения, образуя у шарика 6 с ними 3 пятна контакта. При малой осевой силе сжатия кольцевых частей 4,11 и 5 наружного кольца 3 и малой радиальной силе поджатия шарика 6 силовым упругим кольцом 9 шарик 6 будет выдавливаться наружу под действием центробежной силы, и углы контакта шарика 6 с этими кольцевыми частями будут уменьшаться. Соответствующие пятна контакта шарика 6 будут перемещаться за внутренние пределы дорожек качения кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3 на их внутренние кромки, что приведет к разрушению их дорожек качения и нарушению сферической формы шариков, и, в итоге, к разрушению подшипника. Для исключения этого процесса осевую силу сжатия кольцевых частей 4,11 и 5 наружного кольца 3 подбирают таким образом, чтобы пятна контакта шариков с дорожками качения кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3 всегда находились в пределах соответствующих дорожек качения. Для достижения максимальной долговечности подшипника в заданном диапазоне частоты вращения вала необходимо достичь как можно меньшего максимального напряжения у наиболее нагруженного кольца подшипника. Для этого добиваются выравнивания максимальных напряжений в дорожках качения одной из кольцевых частей 4 или 5 наружного кольца 3, которая воспринимает внешнюю нагрузку на подшипник, и силового упругого кольца 9. Это достигается подбором радиальной силы поджатия каждого шарика силовым упругим кольцом 9. Для варианта исполнения 1-6 подшипника со схемой распределения сил по Фиг. 33 на Фиг. 35 представлены графики зависимости от частоты вращения вала для отношения долговечности радиально-упорного подшипника к долговечности обычного радиально-упорного подшипника указанного размера при различной силе, с которой силовое кольцо действует на каждый шарик, а на Фиг. 36 представлены графики зависимости от частоты вращения вала для долговечности радиально-упорного подшипника и долговечности обычного радиально-упорного подшипника при параметрах, указанных на Фиг. 35.
Из этих зависимостей, в частности, видно, что на больших частотах вращения, более 30 тыс. об/мин, подшипник согласно настоящему изобретению имеет преимущество по сравнению с обычным радиально- упорным подшипником, и при частотах более 60 тыс. об/мин увеличение долговечности подшипника может превышать 26 раз. Эта зависимость подтверждает вышеуказанные утверждения о значительном повышении долговечности подшипника в рассмотренном варианте осуществления.
Для варианта исполнения 1-6 подшипника со схемой распределения сил по Фиг. 34 на Фиг. 37 представлены графики зависимости от частоты вращения вала для отношения долговечности радиально-упорного подшипника к долговечности обычного радиально-упорного подшипника указанного размера при различной силе, с которой силовое кольцо действует на каждый шарик, а на Фиг. 38 представлены графики зависимости от частоты вращения вала для долговечности радиально-упорного подшипника и долговечности обычного радиально-упорного подшипника при параметрах, указанных на Фиг. 37. Из этих зависимостей, в частности, видно, что на больших частотах вращения, более 30 тыс. об/мин, подшипник согласно настоящему изобретению имеет преимущество по сравнению с обычным радиально- упорным подшипником, и при частоте 60 тыс. об/мин увеличение долговечности подшипника может превышать 27 раз. Эта зависимость подтверждает вышеуказанные утверждения о значительном повышении долговечности подшипника в рассмотренном варианте осуществления.
В варианте осуществления 1-7 (Фиг. 39 и Фиг. 40) подшипник работает следующим образом. Силовое упругое кольцо 9 прижимает ролики 12 в сторону оси вращения вала. Силовое упругое кольцо 9 не вращается вследствие расположения пятна контакта кольца 9 с роликом 12 на наружной поверхности ролика 12, также как и пятна контакта ролика 12 с обычно неподвижными частями 4 и 5 наружного кольца 3. При большой частоте вращения вала центробежная сила прижимает ролики 12 к кольцевым частям 4 и 5 наружного кольца 3 и к силовому упругому кольцу 9, составляющими наружную дорожку качения, образуя у ролика 12 с ними 3 пятна контакта. Осевая сила сжатия кольцевых частей 4,11 и 5 наружного кольца 3 превращает их в единое наружное кольцо 3 с полостью для силового упругого кольца 9, ограничивающей его от осевого смещения. Силовое упругое кольцо 9 не вращается, поэтому оно может находиться около любой боковой стенки этой полости наружного кольца 3, более того, оно может заполнять собой практически всю осевую ширину полости, оставляя малый осевой зазор для скользящей посадки. Для достижения максимальной долговечности подшипника в заданном диапазоне частоты вращения вала необходимо достичь как можно меньшего максимального напряжения у наиболее нагруженного кольца подшипника. Для этого добиваются приблизительного выравнивания максимальных напряжений в дорожках качения кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3 и силового упругого кольца 9. Это достигается подбором радиальной силы поджатия каждого ролика 12 силовым упругим кольцом 9.
В варианте осуществления 1-8 (Фиг. 43 и Фиг. 44) подшипник работает следующим образом. Силовое упругое кольцо 9 прижимает ролики 12 в сторону оси вращения вала. Силовое упругое кольцо 9 не вращается вследствие расположения пятна контакта кольца 9 с роликом 12 на наружной поверхности ролика 12, также как и пятна контакта ролика 12 с обычно неподвижными частями 4 и 5 наружного кольца 3. При большой частоте вращения вала центробежная сила прижимает ролики 12 к кольцевым частям 4 и 5 наружного кольца 3 и к силовому упругому кольцу 9, составляющими наружную дорожку качения, образуя у ролика 12 с ними три пятна контакта. Осевая сила сжатия кольцевых частей 4, 11 и 5 наружного кольца 3 превращает их в единое наружное кольцо 3 с полостью для силового упругого кольца 9, ограничивающей его от осевого смещения. Силовое упругое кольцо 9 не вращается, поэтому оно может находиться около любой боковой стенки этой полости наружного кольца 3, более того, оно может заполнять собой практически всю осевую ширину полости, оставляя малый осевой зазор для скользящей посадки. Для достижения максимальной долговечности подшипника в заданном диапазоне частоты вращения вала необходимо достичь как можно меньшего максимального напряжения у наиболее нагруженного кольца подшипника. Для этого добиваются приблизительного выравнивания максимальных напряжений в дорожках качения кольцевых частей 4 и 5 наружного кольца 3 и силового упругого кольца 9. Это достигается подбором радиальной силы поджатия каждого ролика 12 силовым упругим кольцом 9.
В варианте осуществления 1-9 (Фиг. 47 и Фиг. 48) подшипник работает следующим образом. Силовое упругое кольцо 9 прижимает шарики 6 в сторону оси вращения вала. Силовое упругое кольцо 9 свободно вращается на шариках 6 с частотой вращения сепаратора. Шарики 6 вращаются на одном месте силового упругого кольца 9, практически не смещаясь вдоль него. При большой частоте вращения вала центробежная сила прижимает шарики 6 к кольцам 13 и к силовому упругому кольцу 9, образуя у шарика 6 с ними три пятна контакта. При малой радиальной силе поджатия шарика 6 силовым упругим кольцом 9 шарик 6 будет выдавливаться наружу под действием центробежной силы, и углы контакта шарика 6 с этими кольцевыми частями будут уменьшаться. Соответствующие пятна контакта шарика 6 будут перемещаться за внутренние пределы дорожек качения колец 13 на их внутренние кромки, что приведет к разрушению их дорожек качения и нарушению сферической формы шариков, и, в итоге, к разрушению подшипника. Для исключения этого процесса радиальную силу поджатия шарика 6 силовым упругим кольцом 9 подбирают таким образом, чтобы пятна контакта шариков с дорожками качения колец 13 всегда находились в пределах соответствующих дорожек качения. Для достижения максимальной долговечности подшипника в заданном диапазоне частоты вращения вала необходимо достичь как можно меньшего максимального напряжения у наиболее нагруженного кольца подшипника. Для этого добиваются выравнивания максимальных напряжений в дорожках качения одного из колец 13 и силового упругого кольца 9. Это достигается подбором радиальной силы поджатия каждого шарика силовым упругим кольцом 9.
В варианте осуществления 1-10 (Фиг. 50 и Фиг. 51) подшипник работает следующим образом. Силовое упругое кольцо 9 прижимает ролики 12 в сторону оси вращения вала. Силовое упругое кольцо 9 свободно вращается с роликами 12 с частотой вращения сепаратора. Ролики 12 вращаются на одном месте силового упругого кольца 9, практически не смещаясь вдоль него. При большой частоте вращения вала центробежная сила прижимает ролики 12 к кольцам 13 и к силовому упругому кольцу 9, образуя у ролика 12 с ними три пятна контакта. При малой радиальной силе поджатия ролика 12 силовым упругим кольцом 9 ролик 12 будет выдавливаться наружу под действием центробежной силы, и углы контакта ролика 12 с этими кольцевыми частями будут уменьшаться. Соответствующие пятна контакта ролика 12 будут перемещаться за внутренние пределы дорожек качения колец 13 на их внутренние кромки, что приведет к разрушению их дорожек качения и нарушению формы роликов 12, и, в итоге, к разрушению подшипника. Для исключения этого процесса радиальную силу поджатия ролика 12 силовым упругим кольцом 9 подбирают таким образом, чтобы пятна контакта роликов 12 с дорожками качения колец 13 всегда находились в пределах соответствующих дорожек качения. Для достижения максимальной долговечности подшипника в заданном диапазоне частоты вращения вала необходимо достичь как можно меньшего максимального напряжения у наиболее нагруженного кольца подшипника. Для этого добиваются выравнивания максимальных напряжений в дорожках качения одного из колец 13 и силового упругого кольца 9. Это достигается подбором радиальной силы поджатия каждого ролика 12 силовым упругим кольцом 9.
Как показано в вышеприведенном описании при использовании настоящего изобретения с разной степенью в различных вариантах осуществления уменьшаются контактные напряжения, приводящие к усталостному разрушению наружных дорожек качения, наиболее нагруженных при высоких частотах вращения, уменьшается износ внутреннего кольца за счет уменьшения проскальзывания тел качения, сохраняется форма тел качения. Таким образом, существенно повышается долговечность подшипников при высоких частотах вращения, при которых она обычно составляет от десятков до сотен часов.
Заявителем был изготовлен опытный образец радиально-упорного подшипника с силовым упорным кольцом с внутренним диаметром 35 мм, с наружным диаметром 55мм и высотой 10 мм. При осевой силе 125 H, радиальной силе 50 H и частоте вращения вала 81 тыс. об/мин расчетная долговечность составила 14890 час, в то время как расчетная долговечность обычного радиально-упорного подшипника тех же габаритов составляет 900 час. При частоте вращения вала 88 тыс. об/мин расчетная долговечность составила, соответственно, 7217 час и 508 час. В данном описании раскрыты предпочтительные варианты выполнения способа и устройства, но следует понимать, что, не отходя от сущности изобретения, можно предложить и другие модификации, которые находятся в рамках заявленного в предложенной формуле изобретения.
Промышленная применимость Таким образом, патентуемое изобретение может быть использовано в станкостроении, криогенной технике, газовой промышленности, авиации, космонавтике, энергетике, шпинделях, центрифугах, гироскопах, специальной технике, технологическом оборудовании, а также во всех областях техники, в которых требуются высокоскоростные подшипники с большим ресурсом работы.

Claims

ФОРМУЛА ИЗОБРЕТЕНИЯ
1. Способ разгрузки колец подшипника качения от действия центробежных сил, заключающийся в создании сил, действующих на тела качения в направлении к оси вращения подшипника, в котором наружное кольцо выполняют из двух кольцевых частей, установленных с зазором между их боковыми внутренними поверхностями, а указанные силы создают механическим воздействием посредством давления на тела качения в стационарном режиме работы указанными двумя частями наружного кольца путем их поджатия к телам качения и контактирования их наружных дорожек качения подшипника с телами качения при установке подшипника в рабочее положение, что приводит к уменьшению максимального напряжения в кольцах подшипника, возникающего под воздействием центробежных сил тел качения, при больших частотах вращения вала.
2. Способ разгрузки колец подшипника по п. 1 , при котором углы контакта тел качения с указанными обеими частями наружного кольца приблизительно равны между собой.
3. Способ разгрузки колец подшипника по п. 1 , при котором углы контакта тел качения с указанными обеими частями наружного кольца не равны между собой.
4. Способ разгрузки колец подшипника качения от действия центробежных сил, заключающийся в создании сил, действующих на тела качения в направлении к оси вращения подшипника, в котором указанные силы создают механическим воздействием посредством давления на тела качения в стационарном режиме работы, по меньшей мере, двумя кольцами подшипника и контактирования их наружных дорожек качения подшипника с телами качения, по меньшей мере, одно из указанных колец действует путем поджатия к телам качения при установке подшипника в рабочее положение, а другое кольцо выполняют в виде силового упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и устанавливают с созданием натяга при стационарном режиме работы по внешнему контуру на тела качения с обеспечением поджатия тел качения в сторону оси вращения, что приводит к уменьшению максимального напряжения в кольцах подшипника, возникающего под воздействием центробежных сил тел качения, при больших частотах вращения вала.
5. Способ разгрузки колец подшипника по п. 4, при котором указанное одно кольцо представляет собой наружное кольцо, и вводят дополнительное наружное кольцо, представляющее собой ограничитель смещения силового упругого кольца.
6. Способ разгрузки колец подшипника по п. 4, при котором указанное одно кольцо представляет собой наружное кольцо, которое выполняют из двух кольцевых частей с зазором между их боковыми внутренними поверхностями.
7. Способ разгрузки колец подшипника по п. 4, при котором указанное одно кольцо представляет собой наружное кольцо, которое выполняют, по меньшей мере, из двух кольцевых частей, по меньшей мере, две из которых взаимодействуют между собой посредством боковых поверхностей.
8. Способ разгрузки колец подшипника по п. 4, при котором подшипник содержит три кольца.
9. Подшипник качения с разгрузкой от действия центробежных сил, содержащий внутреннее и наружное кольца, установленные с возможностью относительного вращения и выполненные с кольцевыми дорожками качения на оппозитно расположенных рабочих поверхностях, в которых размещены тела качения в контакте с соответствующими участками поверхности упомянутых дорожек, наружное кольцо выполнено из двух кольцевых частей, установленных с зазором между их боковыми внутренними поверхностями, имеющих дорожку качения, действующих посредством давления на тела качения в стационарном режиме работы путем их поджатия к телам качения и контактирования их наружных дорожек качения подшипника с телами качения при установке подшипника в рабочее положение, что приводит к уменьшению максимального напряжения в кольцах подшипника, возникающего под воздействием центробежных сил тел качения, при больших частотах вращения вала.
10. Подшипник качения по п. 9, в котором углы контакта тел качения с указанными обеими частями наружного кольца приблизительно равны между собой.
11. Подшипник качения по п. 9, в котором углы контакта тел качения с указанными обеими частями наружного кольца не равны между собой.
12. Подшипник качения с разгрузкой от действия центробежных сил, содержащий кольца, установленные с возможностью относительного вращения и выполненные с кольцевыми дорожками качения на рабочих поверхностях, в которых размещены тела качения в контакте с соответствующими участками поверхности упомянутых дорожек, по меньшей мере, два кольца подшипника действуют посредством давления на тела качения в стационарном режиме работы и контактируют наружными дорожками качения подшипника с телами качения, по меньшей мере, одно из которых действует путем поджатия к телам качения при установке подшипника в рабочее положение, а другое кольцо выполнено в виде силового упругого кольца с дорожкой качения с возможностью свободного вращения и установлено с созданием натяга при стационарном режиме работы по внешнему контуру на тела качения с обеспечением поджатия тел качения в сторону оси вращения, что приводит к уменьшению максимального напряжения в кольцах подшипника, возникающего под воздействием центробежных сил тел качения, при больших частотах вращения вала.
13. Подшипник качения по п.12, в котором указанное одно кольцо представляет собой наружное кольцо, а подшипник снабжен дополнительным наружным кольцом, представляющим собой ограничитель смещения силового упругого кольца.
14. Подшипник качения по п. 12, в котором указанное одно кольцо представляет собой наружное кольцо, выполненное из двух кольцевых частей, имеющих зазор между их боковыми внутренними поверхностями.
15. Подшипник качения по п. 12, в котором указанное одно кольцо представляет собой наружное кольцо, выполненное, по меньшей мере, из двух кольцевых частей, по меньшей мере, две из которых взаимодействуют между собой посредством боковых поверхностей.
16. Подшипник качения по п. 12, содержащий три кольца.
PCT/RU2009/000598 2009-05-13 2009-11-05 Способ разгрузки колец подшипника качения от действия центробежных сил (варианты) и подшипник качения (варианты) WO2010131993A1 (ru)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2009117746A RU2398976C1 (ru) 2009-05-13 2009-05-13 Способ разгрузки колец подшипника качения от действия центробежных сил (варианты) и подшипник качения (варианты)
RU2009117746 2009-05-13

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2010131993A1 true WO2010131993A1 (ru) 2010-11-18

Family

ID=42800569

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/RU2009/000598 WO2010131993A1 (ru) 2009-05-13 2009-11-05 Способ разгрузки колец подшипника качения от действия центробежных сил (варианты) и подшипник качения (варианты)

Country Status (2)

Country Link
RU (1) RU2398976C1 (ru)
WO (1) WO2010131993A1 (ru)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102015207394A1 (de) * 2015-04-23 2016-10-27 Aktiebolaget Skf Wälzlager, Hochgeschwindigkeitslagerung und Kompressor
EP3064804A4 (en) * 2013-10-28 2017-06-21 NSK Ltd. Friction roller reduction gear
EP4112955A1 (en) * 2021-06-29 2023-01-04 Biatec Motion s.r.o. Radiaxial bearing and electric motor

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2557333C1 (ru) * 2014-03-25 2015-07-20 Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Уфимский государственный авиационный технический университет" Способ разгрузки подшипников электромеханических преобразователей энергии
IT201900016145A1 (it) * 2019-09-12 2021-03-12 Ge Avio Srl Ammortizzatore di un sistema assialmente iperstatico

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH1162990A (ja) * 1997-06-12 1999-03-05 Nippon Seiko Kk 多点接触玉軸受
RU2128298C1 (ru) * 1996-05-05 1999-03-27 Азово-Черноморская государственная агроинженерная академия Подшипник качения
RU2137953C1 (ru) * 1998-07-09 1999-09-20 Антипов Петр Артемьевич Подшипник
RU2138704C1 (ru) * 1997-09-16 1999-09-27 Смолянинов Владислав Владимирович Подшипник качения
CN201202732Y (zh) * 2008-05-19 2009-03-04 瓦房店第一轧机轴承制造有限公司 不等接触角四点滚动轴承

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2128298C1 (ru) * 1996-05-05 1999-03-27 Азово-Черноморская государственная агроинженерная академия Подшипник качения
JPH1162990A (ja) * 1997-06-12 1999-03-05 Nippon Seiko Kk 多点接触玉軸受
RU2138704C1 (ru) * 1997-09-16 1999-09-27 Смолянинов Владислав Владимирович Подшипник качения
RU2137953C1 (ru) * 1998-07-09 1999-09-20 Антипов Петр Артемьевич Подшипник
CN201202732Y (zh) * 2008-05-19 2009-03-04 瓦房店第一轧机轴承制造有限公司 不等接触角四点滚动轴承

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3064804A4 (en) * 2013-10-28 2017-06-21 NSK Ltd. Friction roller reduction gear
US9845848B2 (en) 2013-10-28 2017-12-19 Nsk Ltd. Friction roller type reduction gear
DE102015207394A1 (de) * 2015-04-23 2016-10-27 Aktiebolaget Skf Wälzlager, Hochgeschwindigkeitslagerung und Kompressor
EP4112955A1 (en) * 2021-06-29 2023-01-04 Biatec Motion s.r.o. Radiaxial bearing and electric motor
WO2023274747A1 (en) * 2021-06-29 2023-01-05 Biatec Motion s.r.o. Radiaxial bearing and electric motor

Also Published As

Publication number Publication date
RU2009117746A (ru) 2010-11-20
RU2398976C1 (ru) 2010-09-10

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP2787229B1 (en) Rolling bearing with a cage
US9500231B2 (en) Fractured-outer-race full-complement ball-bearing system incorporated in a turbocharger assembly
US8956048B2 (en) Squeeze film damper
WO2010131993A1 (ru) Способ разгрузки колец подшипника качения от действия центробежных сил (варианты) и подшипник качения (варианты)
US10655672B2 (en) Method and device for producing an angular contact roller bearing
JP2015025555A (ja) 磁気的に懸架されたロータシステムのためのボールベアリング型補助ベアリング
CN109563879B (zh) 滚珠轴承、主轴装置以及机床
US8303462B2 (en) Friction-ring transmission having a friction ring, and method for producing a friction cone
CN111279089B (zh) 滚动轴承
JP2008291970A (ja) 転がり軸受装置
CN108296295B (zh) 导辊
KR102166946B1 (ko) 내측 예하중을 갖는 분리가능한 축선방향 쓰러스트 베어링
RU2232926C2 (ru) Подшипник качения
RU2609545C1 (ru) Редукционный упорный подшипник
JP2009115187A (ja) 転がり部材
JP2013124679A (ja) 転がり軸受装置
RU87229U1 (ru) Подшипник качения (варианты)
JP2007120540A (ja) 円すいころ軸受
KR20180069634A (ko) 리테이너 및 상기 리테이너를 포함하는 롤러 베어링
CN110145540A (zh) 一种可浮动调节双列圆锥滚子轴承及调节方法
KR20200083784A (ko) 텐덤 볼 베어링
JP2010025183A (ja) 自動調心ころ軸受
RU2486381C2 (ru) Сферический подшипник качения
JP2013096554A (ja) 転がり軸受装置
JP2011133078A (ja) ラジアル・スラスト軸受装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 09844708

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 09844708

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1