Lagerung für rotierende Maschinenteile, insbesondere für Werkzeugmaschinen. Die bisher bekannten Lagerazngen für rotierende lIaschinenteile sind entweder Gleit- lagerungen oder Wälzlagerungen. Bei Gleit- lagerungen findet entweder eine trockene lZeibung statt oder es wird zwischen die bei den Gleitflächen ein gasförmiges, flüssiges oder festes Medium als Schmiermittel ge bracht, das die Aufgabe hat, die Reibung und die Wärmeentwicklung zu vermindern.
Gleit- lageriui(Yen mit Schmieröl, Ölnebel sowie Pressluft sind bekannt. Diese Lagerungen haben die Eigentümlichkeit, dass für den Betrieb mit. einer bestimmten Relativ < ) esehwindigkeit der Gleitflächen in Abhängig keit von konstruktiven Faktoren wie auch in Abhängigkeit von den verschiedenen Lager werkstoffen und Schmiermitteln ein gewisser Abstand zwischen den Gleitflächen vorhan den sein muss, der im folgenden mit Lager spalt bezeichnet wird. Dieser Lagerspalt ver ändert seine Grösse in Abhängigkeit von der Lagerbelastung und der Viskosität des zwi schen den Gleitflächen befindliehen Schmier mittels.
Da die Viskosität. sich während des Betriebes der Maschine bis zu einem Grösst- wert fortwährend ändert, ändert sich die Position der Achse einer rotierenden Welle gegenüber dem Lager und irgendwelchen Festpunkten der Maschine ebenfalls fort während. Diese Verlagerung wirkt sich als Fehler in der Arbeitsgenauigkeit der Ma schine aus.
Es ist seit langem das Bestreben der Gleitlagertechnik, durch die Wahl der Lagerwerkstoffe und der Schmiermittel, durch Form, Grösse und Anordnung der Lagerflächen, durch möglichst vollkommene Wärmeableitung bzw. Konstanthaltung der Temperatur der rotierenden Maschinenteile sowie durch eine möglichst genaue Herstel lung der Lagerflächen, endlich durch mög lichst gleichmässige Lagerbelastiulgen mög lichst gleichbleibende Lagerspalte und damit kleine Verlagerungen der Wellenachse z u er reichen.
Die Aufrechterhaltung -eines konstan ten Lagerspaltes ist jedoch die Vorbedingung dafür, da.ss keine metallische Gleitreibung zwischen den Lagerflächen eintritt, wodurch diese vorzeitig zerstört werden würden. Bei Werkzeugmaschinen liegt der Betrag, um den sich Spindelaehsen infolge des Lagerspaltes verlagern können, in der Grössenordnung der erforderlichen Arbeitsgenauigkeit der Ma schine. Es müssen daher alle andern Teile der Maschine unverhältnismässig genau her gestellt werden, da der ganze zulässige Feh ler durch den Lagerspalt der Spindellagerung verbraucht wird.
Die günstige Eigenschaft aller Gleitlagerungen besteht darin, dass kleine Schwingungen, die sich der Haupt bewegung überlagern und die Oberflächen güte am Werkstück beeinflussen, wirkungs voll gedämpft und möglichst klein gehalten werden. Diese Forderung wird mit gleit- gelagerten Spindeln mit Tragflächen von hoher Oberflächengüte verwirklicht.
Es können also die Eigenschaften von Gleitlagerungen für die Spindeln von Werk zeugmaschinen dahingehend zusammengefasst werden, dass die Erreichung einer gegen Be lastung genügend starren Achslage wegen der endlichen Grösse des Lagerspaltes schwie rig ist, wodurch die Einhaltung enger Werk stücktoleranzen sehr erschwert oder nur durch verwickelte und relativ kostspielige Massnahmen erreicht wird. Dagegen werden von Gleitlagern aller Art Schwingungen fremder Herkunft gut gedämpft und von der Lagerung selbst keine Schwingungen erzeugt, wenn der rotierende Maschinenteil sorgfältig ausgewuchtet ist und die Gleitlagerung eine gute Oberflächengüte aufweist. Bei Wälzlagern aller bekannten Bauarten sind die Eigenschaften anders als bei Gleit lagern.
Für besondere Zwecke können<I>Wälz-</I> lager ohne Lagerluft oder sogar mit einer negativen Lagerluft, welche für gewöhnlich Vorbelastung genannt wird (pr eloa,ded bearings) eingebaut werden und ergeben dann bei richtiger Bemessung aller Grössen eine in der Belastungsrichtung sehr starre Lagerung, das heisst einen Belastungswechsel von Null bis zu einem Höchstwert. entsprechen nur kleine Verlagerungen der Position der Wellenachse im Vergleich mit Gleitlagerun- gen, weil das Wälzlager mit Vorspannung zusammengebaut ist, die der Belastung an gepasst werden kann.
Dagegen haben alle bekannten -#Välzlager- arten eine schlechte Dämpfung für Schwin- gungen fremder Herkunft und erzeugen ausserdem selbst Schwingungen, welche nicht nur von den Herstellungsfehlern der Wälz- körper und der Rollbahnen herrühren, son dern auch von der Tatsache, dass die Lastlinie von Wälzkörper zu Wälzkörper wandert.
Es ist möglich, die Dämpfung nicht vom Wälz lager erregter Schwingungen durch Vergrö sserung des ganzen Lagers bzw. der rotieren den Massen zu verbessern, jedoch werden hierdurch nicht nur der Aufwand, sondern auch die Rundlauffehler vergrössert und die höchstzulässige Drehzahl des Lagers ver kleinert bzw. begrenzt. Die vom Wälzlager selbst erregten Schwingsingen behalten bei einer geometrisch ähnlichen Lagervergrösse- rung die gleiche Frequenz, jedoch wird die Amplitude. grösser entsprechend den grösse ren Herstellungsfehlern der Einzelteile und der Veränderung der Kinematik des Last wechsels von Wälzkörper zu Wälzkörper.
In der Praxis sind daher der Vergrösserung der Wälzlager zum Zweck einer Verbesserung der Dämpfung, die ihrerseits eine Verbesserung der Oberfläehengüte am Werkstück zur Folge hätte, dadurch Grenzen gesetzt, dass eine Ver grösserung der Wälzlager über das konstruk tive gegebene Mindestmass hinaus für gewöhn lich keine Vorteile mehr bringt.
Die vorliegende Erfindung hat nun die Aufgabe, die für Spindellagerungen günsti gen Eigenschaften beider Lagerungsarten zu vereinigen. Diese sind einerseits die geite Schwingungsdämpfung der Gleitlager und anderseits die auch bei grossen Drehzahlen kleine Lagerluft oder Lagerspalt der Wälz lager.
Die Lagerung ist dadurch gekennzeich net, dass die genaue Einhaltung der Lage der Rotationsachse des rotierenden Maschinenteils im Lagerhohlraum durch die Kombination von mindestens einem Kugellager mit minde stens einem zur Schwingungsdämpfung vorge sehenen, den rotierenden Maschinenteil um schliessenden Schwingungsdämpfungskörper gesichert wird, wobei das Kugellager den Maschinenteil zentriert und führt und die Schwingungen des rotierenden lIasehinenteiis vermittels mindestens eines mit einem zum Schmieren dienenden Medium ausgefüllten Spaltes gedämpft werden,
welcher auf einer Seite vom Schwing@ingsdämpfungskörper be grenzt wird.
Der Erfindungsgegenstand ist auf der Zeichnung in beispielsweisen Ausführungs formen dargestellt.
Fig. 1 zeigt im Schnitt ein Beispiel.
Fig. 2 zeigt im Schnitt das zweite Beispiel. Fig. 3 zeigt einen Schnitt durch das Lager nach Fig. 1 mit sechs Nuten für das Sehmier- s mittel.
Fig. 4 zeigt einen Schnitt durch das Lager nach Fig. \' mit drei Abflaehungen auf der Welle für das Schmiermittel. Fig. 5 zeigt einen Schnitt durch ein Lager mit einem zwischen Kugellagern angeordneten Sehwingungsdämpfkörper.
Fig. 6 ist ein Schnitt durch ein Lager mit zwei einstellbaren Kugellagern und zwei zwi- sehen diesen angeordneten, aussen kegel- stumpfförmigen Dämpferkörpern.
Fig. 7 zeigt einen Schnitt durch ein Lager mit einem Kugellager und einem Käfig.
In den Fig. 1 und 3 ist eine den rotieren den Teil bildende Welle 1 über zwei Hoch schulter-Kugellager 2 und 3 in einem Gehäuse -1 gelagert. Der die Welle umschliessende Sehwingungsdämpferkörper '5 ist auf der Welle 1 befestigt und sein Aussendurchmesser ist so gewählt, dass zwischen diesem und der Gehäusebohrung nur ein kleiner Spalt 6 be stehenbleibt, dessen Grösse etwas grösser be messen wird als der Spielraum der beiden Kugellager. In der Zeichnung ist dieser Spalt der Deutlichkeit halber vergrössert eingezeichnet. Der Dämpferkörper 5 er hält sechs Nuten 7 für das Schmier mittel. Der Durchmesser der Bohrung des Körpers 5 entspricht dem Wellendurch messer.
Die beiden Kugellager sind mit dem Körper 5 in einem Lager vereinigt. Die Kugel lager zentrieren und führen die Welle während Schwingungen der<B>UN</B> elle vermittels des Spaltes gedämpft werden, der auf der Innenseite vom Körper 5 begrenzt wird.
Nach der in Fig.2 und 4 dargestellten Ausführungsform zeigt die Lagerung gleiche Abmessungen wie in Fig.1 und 3. Der Sehwingungsdämpferkörper 5, der hier durch eine in die Lagerbohrung eingesetzte Hülse ,,gebildet wird; liegt im Gehäuse @4 fest und der Dämpfungsspalt 6 zwischen der Welle 1 und der Bohrung des Schwingungsdämpferkör- pers 5 ist zwischen der Bohrung des letzteren und der 7,vlinderfläehe der Welle 1 ange ordnet.
Auch hier sind die 'Teile 2, 3 und 5 in einem Lager vereinigt und hier entspricht der Aussendurchmesser des Körpers 5 dem Durch messer der Lagerbohrung.
Bei diesem Beispiel ist die Oberfläche der Welle 1 an drei Stellen mit Abflachungen 9 versehen, um grössere Querschnitte für den Durchgang des Schmiermittels zu erhalten. Der Spalt 6 hat also über den Umfang der Welle verteilt abwechselnd eine grössere und eine kleinere Breite. In gleicher Weise könn ten auch hier, auf der Zeichnung nicht dar gestellte Nuten an Stelle der Abflachungen 9 angebracht. werden, deren Zahl, Form und Querschnitt sich nach den Verhältnissen richtet. Der Spalt 6 befindet sich in Fig.4 zwischen der Welle 1 und der Büchse 5 und ist vergrössert dargestellt.
Fig. 5 zeigt eine andere Anordnung, bei der auf der Welle 1 zwei Kugeltraglager mit je zwei Reihen von Wälzkörpern 2, die in Käfi gen 10 und 11 geführt sind, vorgesehen sind. Zwischen diesen Kugellagern 2 ist auf der Welle 1 ein Schwingungsdämpferkörper 5 be festigt, zwischen dessen Aussendurchmesser und der Bohrung im Gehäuse 4 sich der Dämpfungsspalt 6 befindet. Der Schwin gungsdämpfer 5, der durch eine auf die Welle aufgesetzte Muffe gebildet wird, kann auch mit der Welle 1 zusammen aus einem Stück bestehen.
Ebenso ist es möglich, Schwinginmgs- dämpfer 5 und das Gehäuse 4 aus einem Stück herzustellen und den Lagerspalt 6 zwischen der Bohrung und der Welle 1 anzuordnen.
Fig.6 zeigt eine Ausführungsform mit zwei Dämpferkörpern 5, die aussen je eine einen Spalt 12 auf der Innenseite begrenzende Kegelfläche aufweisen. Die Spalten werden aussen vom Lagerkörper 1.3 begrenzt. Die Grösse der Spalte 1'2 kann hierbei durch axiale Verschiebung der beiden kegeligen Dämpfer körper 5 gegenüber dem Lagerkörper 13 ver ändert werden.
Fij. 7 zeigt eine Ausführungsform, bei der der Käfig 14 für die Führung der Kugeln 2 der drei Kugelreihen als Dämpferkörper dient, in dem die Spalten 16, 17 zwischen dem Dämpferkörper 5 und der Hülse 13, und dem Körper 5 und der Welle auf ein Minimum herabgesetzt sind. Das Kugellager ist hier in der Hülse 15 angeordnet.
Bei einer gegebenen Relativdrehzahl zwischen Welle 1 und der Büchse 15 des Körpers 4, welche durch das Maschinengehäuse oder ein eigenes Konstruk- tionsteil gebildet werden kann, ist die Relativ drehzahl zwischen Welle 1 und Käfig 11- bzw. zwischen dem Käfig 14 und dem Lagerkörper 1 jeweils kleiner als die Drehzahl der Welle. Es kann daher der Spalt 16 zwischen. 1 und 1-1 sowie der Spalt 17 zwischen den Teilen 1.-1 und 15 kleiner gemacht werden als zum Bei spiel der. Spalt 6 bei der Ausführungsform nach Fig.5 zwischen den dortigen Teilen 1 und 5.
Auf diese Weise kann, obwohl sich zwischen den Teilen 1 und 15 nach Fig. 7 zwei Spalten 16, 17 befinden, durch diese An ordnung eine ebenso günstige Dämpfung er reicht werden wie bei einer Anordnung mit nur einem Spalt.
Storage for rotating machine parts, in particular for machine tools. The previously known bearings for rotating machine parts are either slide bearings or roller bearings. In the case of sliding bearings, either dry friction takes place or a gaseous, liquid or solid medium is placed between the sliding surfaces as a lubricant, which has the task of reducing friction and heat generation.
Plain bearings (yen with lubricating oil, oil mist and compressed air are known. These bearings have the peculiarity that for operation with a certain relative speed of the sliding surfaces depending on design factors as well as depending on the different bearing materials and Lubricants a certain distance between the sliding surfaces must exist, which is referred to below as bearing gap. This bearing gap changes its size depending on the bearing load and the viscosity of the lubricant located between the sliding surfaces.
Because the viscosity. If the machine changes continuously up to a maximum value, the position of the axis of a rotating shaft in relation to the bearing and any fixed points of the machine also changes continuously during. This shift results in an error in the working accuracy of the machine.
It has long been the endeavor of plain bearing technology, through the choice of bearing materials and lubricants, through the shape, size and arrangement of the bearing surfaces, through the most complete possible heat dissipation or keeping the temperature of the rotating machine parts constant, and through the most precise possible manufacture of the bearing surfaces through bearing loads that are as uniform as possible, bearing gaps that are as constant as possible and thus small displacements of the shaft axis can be achieved.
However, maintaining a constant bearing gap is a prerequisite for ensuring that no metallic sliding friction occurs between the bearing surfaces, which would destroy them prematurely. In machine tools, the amount by which the spindle shafts can shift as a result of the bearing gap is in the order of magnitude of the required working accuracy of the machine. Therefore, all other parts of the machine must be made disproportionately accurate, since the entire permissible error is consumed by the bearing gap of the spindle bearing.
The beneficial property of all plain bearings is that small vibrations, which are superimposed on the main movement and affect the surface quality on the workpiece, are effectively dampened and kept as small as possible. This requirement is met with spindles with slide bearings and bearing surfaces of high surface quality.
The properties of plain bearings for the spindles of machine tools can therefore be summarized in such a way that achieving an axis position that is sufficiently rigid against loading is difficult because of the finite size of the bearing gap, which makes compliance with tight workpiece tolerances very difficult or only through complex and relatively expensive measures is achieved. On the other hand, all kinds of plain bearings dampen vibrations from other sources and the bearing itself does not generate any vibrations if the rotating machine part is carefully balanced and the plain bearing has a good surface quality. Rolling bearings of all known types have different properties than plain bearings.
For special purposes, <I> roller bearings </I> can be installed without internal clearance or even with a negative internal clearance, which is usually called preloa, ded bearings, and if all sizes are correctly dimensioned, they result in one in the direction of loading very rigid mounting, i.e. a load change from zero to a maximum value. correspond to only small shifts in the position of the shaft axis compared to plain bearings, because the rolling bearing is assembled with preload that can be adapted to the load.
On the other hand, all known - # roller bearing types have poor damping for vibrations of foreign origin and also generate vibrations themselves, which not only stem from manufacturing defects in the rolling elements and the roller tracks, but also from the fact that the load line from Rolling element to rolling element migrates.
It is possible to improve the damping of vibrations not excited by the roller bearing by increasing the size of the entire bearing or the rotating masses, but this not only increases the effort, but also the radial run-out errors and reduces or reduces the maximum permissible speed of the bearing. limited. The oscillating vibrations excited by the rolling bearing itself retain the same frequency with a geometrically similar bearing enlargement, but the amplitude becomes smaller. larger according to the larger manufacturing defects in the individual parts and the change in the kinematics of the load change from rolling element to rolling element.
In practice, therefore, the enlargement of the roller bearings for the purpose of improving the damping, which in turn would result in an improvement in the surface quality on the workpiece, is limited by the fact that an enlargement of the roller bearings beyond the minimum dimension given by the design usually has no advantages brings more.
The present invention now has the task of combining the properties of both types of storage favorable for spindle bearings. These are, on the one hand, the smooth vibration damping of the plain bearings and, on the other hand, the small clearance or bearing gap of the rolling bearings, even at high speeds.
The storage is characterized in that the exact compliance with the position of the axis of rotation of the rotating machine part in the bearing cavity is ensured by the combination of at least one ball bearing with at least one vibration damping body provided for vibration damping, the rotating machine part surrounding the rotating machine part, the ball bearing being the machine part centers and guides and the vibrations of the rotating lens element are dampened by means of at least one gap filled with a medium used for lubrication,
which is limited on one side by the vibration damping body.
The subject of the invention is shown on the drawing in exemplary execution forms.
Fig. 1 shows an example in section.
Fig. 2 shows the second example in section. FIG. 3 shows a section through the bearing according to FIG. 1 with six grooves for the Sehmier- s means.
Fig. 4 shows a section through the bearing of Fig. \ 'With three flattened areas on the shaft for the lubricant. Fig. 5 shows a section through a bearing with a visual vibration damper arranged between ball bearings.
6 is a section through a bearing with two adjustable ball bearings and two externally frustoconical damper bodies arranged between them.
Fig. 7 shows a section through a bearing with a ball bearing and a cage.
In Figs. 1 and 3, a rotating the part forming the shaft 1 is mounted on two high-shoulder ball bearings 2 and 3 in a housing -1. The vibration damper body '5 surrounding the shaft is attached to the shaft 1 and its outer diameter is chosen so that only a small gap 6 remains between this and the housing bore, the size of which will be slightly larger than the clearance of the two ball bearings. In the drawing, this gap is shown enlarged for the sake of clarity. The damper body 5 he holds six grooves 7 for the lubricant. The diameter of the bore of the body 5 corresponds to the shaft diameter.
The two ball bearings are combined with the body 5 in one bearing. The ball bearings center and guide the shaft while vibrations of the <B> UN </B> elle are damped by means of the gap which is delimited on the inside by the body 5.
According to the embodiment shown in FIGS. 2 and 4, the bearing shows the same dimensions as in FIGS. 1 and 3. The visual vibration damper body 5, which is formed here by a sleeve inserted into the bearing bore; is fixed in the housing @ 4 and the damping gap 6 between the shaft 1 and the bore of the vibration damper body 5 is between the bore of the latter and the 7, vlinderfläehe of the shaft 1 is arranged.
Here, too, the 'parts 2, 3 and 5 are combined in one bearing and here the outer diameter of the body 5 corresponds to the diameter of the bearing bore.
In this example, the surface of the shaft 1 is provided with flats 9 at three points in order to obtain larger cross-sections for the passage of the lubricant. The gap 6 thus has a larger and a smaller width distributed over the circumference of the shaft. In the same way, here too, grooves not shown in the drawing could be attached in place of the flats 9. whose number, shape and cross-section depend on the circumstances. The gap 6 is located in Figure 4 between the shaft 1 and the sleeve 5 and is shown enlarged.
Fig. 5 shows another arrangement in which on the shaft 1 two ball bearing bearings, each with two rows of rolling elements 2, which are performed in Käfi gene 10 and 11, are provided. Between these ball bearings 2, a vibration damper body 5 is fastened on the shaft 1, between the outer diameter and the bore in the housing 4, the damping gap 6 is located. The vibration damper 5, which is formed by a sleeve placed on the shaft, can also consist of one piece with the shaft 1.
It is also possible to manufacture vibration damper 5 and the housing 4 from one piece and to arrange the bearing gap 6 between the bore and the shaft 1.
6 shows an embodiment with two damper bodies 5, which on the outside each have a conical surface delimiting a gap 12 on the inside. The gaps are bounded on the outside by the bearing body 1.3. The size of the column 1'2 can be changed here by axial displacement of the two conical damper body 5 relative to the bearing body 13 ver.
Fij. 7 shows an embodiment in which the cage 14 serves as a damper body for guiding the balls 2 of the three rows of balls, in which the gaps 16, 17 between the damper body 5 and the sleeve 13 and the body 5 and the shaft are reduced to a minimum are. The ball bearing is arranged in the sleeve 15 here.
At a given relative speed between shaft 1 and sleeve 15 of body 4, which can be formed by the machine housing or its own structural part, the relative speed between shaft 1 and cage 11 or between cage 14 and bearing body 1 is each less than the speed of the shaft. It can therefore the gap 16 between. 1 and 1-1 and the gap 17 between the parts 1.-1 and 15 can be made smaller than for example the. Gap 6 in the embodiment according to FIG. 5 between the parts 1 and 5 there.
In this way, although there are two columns 16, 17 between the parts 1 and 15 of FIG. 7, by this arrangement an equally favorable attenuation he is enough as in an arrangement with only one gap.