WO2007125007A2 - Wälzlager-drehverbindung - Google Patents

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WO2007125007A2
WO2007125007A2 PCT/EP2007/053318 EP2007053318W WO2007125007A2 WO 2007125007 A2 WO2007125007 A2 WO 2007125007A2 EP 2007053318 W EP2007053318 W EP 2007053318W WO 2007125007 A2 WO2007125007 A2 WO 2007125007A2
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rolling bearing
rolling
slewing ring
bearing
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Frank Neubert
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    • F16C2300/10—Application independent of particular apparatuses related to size
    • F16C2300/14—Large applications, e.g. bearings having an inner diameter exceeding 500 mm

Definitions

  • the invention relates to a rolling bearing rotary joint, consisting of two concentric nested races between which rolling on associated raceways rolling elements, wherein at least one of the races is designed to be resilient.
  • Rolling bearing slewing rings have been known for a long time. According to the textbook “Die Wälzlagerpraxis", suverlage GmbH, Mainz, 1995, such bearings rotary joints are used as a pivot bearing for the support of excavators, cranes or in vehicle for articulated buses or trams, ie, in applications in which in a limited space high loads The main fields of application of such rotary joints are therefore characterized by a low peripheral speed but with very high tilting moments and high axial and radial forces
  • Such rolling bearing slewing rings are known for example from DE 37 25 972 A1, DE 195 10 182 A1, DE 196 34 877 A1 and DE 197 28 606 A1.
  • rolling bearing rotary joints are used, for example in computer tomography.
  • the rolling bearing slewing connection can be found in similar X-ray machines for Checking luggage in the security area, eg at airports.
  • completely different demands are made on the slewing connection in the medical field and also in luggage scanners:
  • the loads to be absorbed are very small compared to the bearing diameter, i. low tilting moments, low radial and axial forces.
  • peripheral speeds are very high, for example, speeds of 150 rev / min at a Wälzlger pitch of 1 meter are not uncommon.
  • a measurable running noise with the running noise to be measured as airborne sound, to have a total sound pressure level of not more than 65 dB (A) measured at a distance of 1 meter relative to the rolling bearing axle.
  • the raceway associated with the superstructure and connected to the superstructure is secured so that the attachment permits radial deformation of the raceway in its entirety.
  • this is achieved by the fact that, for the race assigned to the superstructure, centering strips on the inside and outside are present on the uppercarriage, whose arrangement permits the deformation of the race, but limits the extent of its deformation.
  • a second possibility is given by the fact that the race assigned to the uppercarriage has horizontal, groove-like milled cuts which penetrate deeper into the raceway than the ball raceway.
  • the invention is therefore an object of the invention to provide a rolling bearing slewing connection, which meets the aforementioned requirements.
  • the weakening of the race in the manner according to the invention causes it in the raceway area receives a resilient effect that absorbs a portion of the bias. This ensures that in addition to the particularly low noise at high revolutions and a long life of the rolling bearing slewing connection is possible.
  • the race when the race consists of a connected to a connecting structure first base part and a second branching from this in the axial direction, the raceway-bearing part, wherein the radial thickness of the base part is greater than the radial thickness of is the track-carrying part.
  • the part bearing the raceway can have a constant radial thickness or a decreasing radial thickness in the direction of the raceway when viewed in the axial direction.
  • the ratio B1: B2> 1, 5: 1 ensures that a uniform distribution of the stress is present within the race-bearing part. It is realized in an approximately uniform spring characteristic, so that the raceway-carrying part of the race is elastically deformed over its entire axial length and not only in the area where it branches off from the base part.
  • the magnitude of the applied bias voltage is also set via the ratio B1: H ⁇ 1: 2, whereby the bias voltage decreases with an increasing axial length H of the race-bearing part.
  • a further possibility for influencing the pretensioning of the flexible race is its hardening treatment according to claim 7. Under the same geometric conditions, a hardened race will have a larger elastic range than an unhardened race. It is obvious that by improving the hardness values of both races a long life, up to the fatigue strength is achieved.
  • the rolling bearing rotary connection is designed as a four-point ball bearing.
  • Four-point ball bearings have two circular arc-shaped raceways on the inner and on the outer race, whose centers of curvature are offset from one another in such a way that the balls touch the races at four points under radial load.
  • the advantage of the four-point bearing is that it can absorb axial forces in both directions and tilting moments due to mutually acting pressure angle.
  • the ratio of a pitch circle diameter to a diameter of each individual rolling element is greater than 30: 1.
  • the imaginary circle which is arranged concentrically to the axis of rotation of the rotary joint and the aligned parallel to the axis of rotation center axes of the Rolling element cuts.
  • the central axes are in cylindrical rolling elements, the axes of rotation and symmetry and imaginary spheres, by the spherical center and parallel to the axis of rotation of the rotary connection requiring axes.
  • Such a bearing is known to those skilled in the art as so-called.
  • the rolling elements are made of ceramic.
  • hot-pressed silicon nitride which has low dry friction coefficients compared to metallic materials, is suitable, so that the rotary joint can also be operated with lubricant.
  • rolling elements made of ceramic also give a lower centrifugal force.
  • ceramic rolling elements make the raceways free of minor impurities that they grind thanks to their hardness.
  • Raceway bearing part of the raceway and
  • FIG. 3 shows the force acting on the bearing balls as a function of
  • the rolling bearing rotary joint 1 shown in Figure 1 consists of the outer race 2, which is provided with mounting holes 3, 4 for connection to a connecting structure, not shown.
  • the seal 5 is arranged, which is formed in the embodiment as a sliding seal whose unspecified sealing lip on the inner race 6 rests.
  • This is formed in one piece and consists of the base part 7, which has at least one mounting hole 8 for connection to a connecting structure, also not shown. From the base part 7 branches off parallel to the bearing axis 9 of the raceway 10 bearing part 11 of the inner race.
  • the associated second raceway 12 is provided by the outer race 2.
  • On the raceways 10, 12 roll bearing balls 13, which are guided in a cage 14.
  • the bearing balls 13 have both on the outer race 2 and on the inner race 6 each two non-designated points of contact, ie, the rolling bearing rotary joint 1 is formed as a four-point ball bearing.
  • the rolling bearing rotary joint 1 is formed as a four-point ball bearing.
  • the outer race 2 has at its left-hand end on the radially inwardly directed projection 16 which covers the inner race 6 partially. In this way, a radially extending gap 17 is formed between the two running rings 2, 6, which seals the roller bearing rotary joint 1, ie acts as a gap seal.
  • the part 11 of the inner bearing ring 6 carrying the raceway 10 has a radial thickness in the branch region from the base part 7, which is denoted by B1. This steadily decreases in the axial direction until, in the region of the raceway 10, it assumes the value indicated by B2.
  • the geometrically measured ratio B1: B2 is approximately 2.15: 1. It can be assumed that with an increasing ratio between B1 and B2 with constant axial length H, the bias voltage increases. As can also be seen, the ratio of the axial length H of the raceway 10-carrying part 11 to its radial thickness B1 in the exemplary embodiment is approximately 1: 2.35. From this it is derived that due to the leverage effect with increasing axial length H, the bias acting on the bearing balls 13 becomes lower.
  • the lower curve which represents a roller bearing slewing compound, which is biased at 10 microns, shows that the bearing balls are biased in a complete revolution only in an angular range between 90 ° and 270 °. In the other half of the revolution there is no bias, so that the bearing balls are subject to a slip during a load change, which leads to bearing noise.
  • the upper curve which realizes a preload of 30 ⁇ m for the same antifriction bearing, reveals that in this case the bearing balls are preloaded from 0 ° to 360 ° in the entire angular range and thus no slippage in the load change region can occur.

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Wälzlager-Drehverbindung (1) bestehend aus zwei konzentrisch ineinander angeordneten Laufringen (2,6), zwischen denen auf zugehörigen Laufbahnen (12, 10) Wälzkörper (13) abrollen, wobei einer der Laufringe (2, 6) nachgiebig ausgebildet ist. Diese zeichnet sich dadurch aus, dass der nachgiebige Laufring (6) im Längsschnitt betrachtet geschwächt ausgebildet ist, so dass eine radiale elastische Verformung möglich ist, die so groß ist, dass die Wälzkörper (13) im gesamten Umfangsbereich im belasteten Zustand vorgespannt sind.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Wälzlager-Drehverbindung
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft eine Wälzlager-Drehverbindung, bestehend aus zwei konzentrisch ineinander angeordneten Laufringen, zwischen denen auf zugehörigen Laufbahnen Wälzkörper abrollen, wobei wenigstens einer der Laufringe nachgiebig ausgebildet ist.
Hintergrund der Erfindung
Wälzlager-Drehverbindungen sind bereits seit langem bekannt. Laut dem Fachbuch „Die Wälzlagerpraxis", vereinigte Fachverlage GmbH, Mainz, 1995 werden solche Wälzlager-Drehverbindungen als Schwenklager für die Abstützung von Baggern, Kränen oder im Fahrzeugbau für Gelenkbusse oder Straßenbahnen eingesetzt, d.h., in Einsatzgebieten, bei denen bei begrenzten Bauraum hohe Belastungen auftreten und die eine hohe Betriebssicherheit verlangen. Die Hauptanwendungsgebiete von derartigen Drehverbindungen sind demnach charakterisiert durch eine niedrige Umfangsgeschwindigkeit bei jedoch zum Teil sehr hohen Kippmomenten und hohen axialen und radialen Kräften. Derartige Drehverbindungen sind zum Teil nur sehr gering vorgespannt und werden üblicherweise über einen Füllstopfen mit Wälzkörpern befüllt. Solche Wälzlager- Drehverbindungen gehen beispielsweise aus der DE 37 25 972 A1 , DE 195 10 182 A1 , DE 196 34 877 A1 und aus der DE 197 28 606 A1 hervor.
Im Bereich der Medizintechnik werden ebenfalls Wälzlager-Drehverbindungen eingesetzt, beispielsweise in Computertomographen. Weiterhin findet man die Wälzlager-Drehverbindung in ähnlichen röntgenographischen Geräten zur Un- tersuchung von Gepäckstücken im Sicherheitsbereich, z.B. auf Flughäfen. Im Gegensatz zu den vorstehend beschriebenen Anwendungen werden im Medizinbereich und auch bei Gepäckscannern völlig andere Anforderungen an die Drehverbindung gestellt:
Die aufzunehmenden Lasten sind im Vergleich zum Lagerdurchmesser sehr gering, d.h. geringe Kippmomente, geringe Radial- und Axialkräfte.
Die Umfangsgeschwindigkeiten sind sehr hoch, beispielsweise sind Drehzahlen von 150 U/min bei einem Wälzlger-Teilkreis von 1 Meter durchaus keine Seltenheit.
Die Anforderung an eine niedrige Geräuschentwicklung ist ebenfalls sehr hoch. So ist es durchaus üblich, dass ein messbares Laufgeräusch, wo- bei das Laufgeräusch als Luftschall gemessen wird, Summenschall- druckpegel von maximal 65 dB(A), gemesse in 1 Meter Abstand bezogen auf die Wälzlagerachse, aufweisen darf.
- Darüber hinaus wird eine lange Lebensdauer bis zur Dauerfestigkeit ver- langt.
Aus den vorstehenden Ausführungen geht hervor, dass die bisher bekannten Wälzlager-Drehverbindungen diesen erhöhten Anforderungen im medizinischen Bereich und im Sicherheitsbereich nicht genügen. Dies betrifft insbesondere die erforderliche Laufruhe bei hohen Umfangsgeschwindigkeiten und ein geringes Anlaufdrehmoment.
In diesem Zusammenhang ist dem Fachmann zwar aus der DE-AS 1 228 465 eine Wälzlager-Drehverbindung für einen Bagger oder einen Kran bekannt ge- worden, die mit der beanspruchten Lösung jedoch bestenfalls in einem indirekten Verhältnis steht. Nach dieser Vorveröffentlichung ist der eine Laufring mit einem die Schaufel tragenden Oberwagen und der andere Laufring mit dem Unterwagen verbunden. Beim Schwenken des Oberwagens mit voller Schaufel verändert sich die Last pro Kugel um ein Vielfaches. Bei der Grabarbeit treten so hohe Lasten auf, dass der Oberwagen kippt, wobei die Kipplasten dann nur an der zum Ausleger hin und der zum Gegengewicht hin liegenden Seite der Laufbahnen aufgefangen werden und nur durch die Verformung von Kugeln und Laufbahnen auf mehrere Kugeln übertragen werden können. Diese Verformung lässt sich rechnerisch aber schlecht erfassen und bleibt nicht immer im elastischen Bereich. Das führt, wenn nicht zur Zerstörung der Laufbahn, zumindest zur Vergrößerung des Spiels zwischen Kugel und Laufbahn und zum Abheben der Laufbahnen, wodurch die Einzellasten pro Kugel noch mehr anstei- gen. Dann ist aber eine Zerstörung unausbleiblich, und damit ist die Lebensdauer des Lagers begrenzt. Nach der Erfindung ist der dem Oberwagen zugeordnete und mit dem Oberwagen verbundene Laufring so befestigt, dass die Befestigung eine radiale Verformung des Laufringes in seiner Gesamtheit zu- lässt. Einerseits erfolgt das dadurch, dass für den dem Oberwagen zugeordne- ten Laufring an seiner Innen- und Außenseite liegende Zentrierleisten am O- berwagen vorhanden sind, deren Anordnung die Verformung des Laufringes zulässt, das Maß seiner Verformung aber begrenzt. Eine zweite Möglichkeit ist andererseits dadurch gegeben, dass der dem Oberwagen zugeordnete Laufring waagerechte, nutartige Einfräsungen aufweist, die tiefer in den Laufring eindrin- gen als die Kugellaufbahn.
Abgesehen davon, dass diese radiale Verformung des dem Oberwagen zugeordneten Laufringes wegen einer gleichmäßigen Lastverteilung, also aus völlig anderen Gründen im Gegensatz zur Erfindung erfolgt, ist die Fertigung der nut- artigen Einfräsungen aufwendig und damit teuer. Darüber hinaus entstehen am Nutgrund hohe Spannungsspitzen, so dass eine Bruchgefahr des Laufringes besteht. Auch entsteht durch diese Einfräsung kein gleichmäßiger Biegemo- mentenverlauf, da es sich nicht um eine umlaufende Nut, sondern um partielle Einstiche von 90° oder mehr handelt.
Zusammenfassung der Erfindung Ausgehend von den Nachteilen des bekannten Standes der Technik liegt der Erfindung daher die Aufgabe zugrunde, eine Wälzlager-Drehverbindung zu schaffen, die den zuvor genannten Anforderungen genügt.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgaben nach dem kennzeichnenden Teil von Anspruch 1 in Verbindung mit dessen Oberbegriff dadurch gelöst, dass der einstündige nachgiebige Laufring im Längsschnitt betrachtet geschwächt ausgebildet ist, so dass eine radiale elastische Verformung möglich ist, die so groß ist, dass die Wälzkörper im gesamten Umfangsbereich im belastetem Zustand vorgespannt sind.
Im Gegensatz zu starren Lagerringen, bei denen hohe Vorspannungen zu hohen Hertzschen Pressungen führen, welche die Lagerlebensdauer reduzieren, führt die Schwächung des Laufringes in der erfindungsgemäßen Weise dazu, dass dieser im Laufbahnbereich eine federnde Wirkung bekommt, die einen Teil der Vorspannung aufnimmt. Dadurch wird erreicht, dass neben dem besonders niedrigen Laufgeräusch bei hohen Umdrehungen auch eine lange Lebensdauer der Wälzlager-Drehverbindung möglich ist.
Dabei hat es sich nach Anspruch 2 als zweckmäßig erwiesen, wenn der Laufring aus einem mit einer Anschlusskonstruktion verbundenen ersten Basisteil und einem zweiten von diesem in axialer Richtung abzweigenden, die Laufbahn tragenden Teil besteht, wobei die radiale Stärke des Basisteils größer als die radiale Stärke des die Laufbahn tragenden Teils ist. Nach den Ansprüchen 3 und 4 kann dabei der die Laufbahn tragende Teil in axialer Richtung gesehen eine gleichbleibende radiale Stärke oder eine abnehmende radiale Stärke in Richtung der Laufbahn aufweisen.
Um nun für die in der Größenordnung unterschiedlich dimensionierte Wälzlager-Drehverbindungen die jeweils unterschiedlichen elastischen Verformungen und damit die unterschiedlichen Vorspannungen einstellen zu können, hat es sich als zweckmäßig erwiesen, dies über die in den Ansprüchen 5 und 6 aufgeführten Größenverhältnisse vorzunehmen.
Durch das Verhältnis B1 : B2 > 1 ,5 : 1 ist sichergestellt, dass eine gleichmäßige Verteilung der Spannung innerhalb des die Laufbahn tragenden Teils gegeben ist. Es wird eine in etwa gleichförmige Federcharakteristik realisiert, so dass der die Laufbahn tragende Teil des Laufringes über seine gesamte axiale Länge elastisch verformt wird und nicht nur in dem Bereich, wo er vom Basisteil abzweigt. Die Größe der aufgebrachten Vorspannung wird auch über das Verhält- nis B1 : H < 1 : 2 eingestellt, wobei mit einer größer werdenden axialen Länge H des die Laufbahn tragenden Teils die Vorspannung abnimmt.
Eine weitere Möglichkeit zur Beeinflussung der Vorspannung des nachgiebigen Laufringes ist dessen Härtebehandlung nach Anspruch 7. Bei gleichen geomet- rischen Verhältnissen wird ein gehärteter Laufring einen größeren elastischen Bereich als ein ungehärteter Laufring aufweisen. Es liegt auf der Hand, dass durch die Verbesserung der Härtewerte beider Laufringe eine hohe Lebensdauer, bis zur Dauerstandsfestigkeit erreicht wird.
Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung gemäß Anspruch 8 ist vorgesehen, dass die Wälzlager-Drehverbindung als ein Vierpunkt-Kugellager ausgebildet ist. Vierpunkt-Kugellager haben am inneren und am äußeren Laufring je zwei kreisbogenförmige Laufbahnen, deren Krümmungsmittelpunkte so gegeneinander versetzt sind, dass die Kugeln die Laufringe bei radialer Belastung in vier Punkten berühren. Der Vorteil des Vierpunkt-Lagers liegt darin, dass es aufgrund beiderseitig wirkenden Druckwinkel auch axiale Kräfte in beiden Richtungen und Kippmomente aufnehmen kann.
In Weiterbildung der Erfindung ist nach Anspruch 9 vorgesehen, dass das Ver- hältnis von einem Teilkreisdurchmesser zu einem Durchmesser jedes einzelnen Wälzkörpers größer als 30 : 1 ist. Unter Teilkreis ist der gedachte Kreis zu verstehen, der konzentrisch zur Rotationsachse der Drehverbindung angeordnet ist und der die parallel zur Rotationsachse ausgerichteten Mittelachsen der Wälzkörper schneidet. Die Mittelachsen sind bei zylindrischen Wälzkörpern die Rotations- bzw. Symmetrieachsen und bei Kugeln gedachte, durch das Kugelzentrum und parallel zur Rotationsachse der Drehverbindung verlangende Achsen. Ein solches Lager ist dem Fachmann als sog. Dünnringlager bekannt und unterstützt mit seiner geringen Eigen- und Formstabilität den Einbau in Umgebungsbauteile, d.h. in die vorgegebne Anschlusskonstruktion.
Schließlich ist nach einem letzten Merkmal der Erfindung gemäß Anspruch 10 vorgesehen, dass die Wälzkörper aus Keramik bestehen. Hierbei eignet sich insbesondere heißgepresstes Siliziumnitrid, das im Vergleich zu metallischen Werkstoffen niedrige Trocken-Reibungskoeffizienten aufweist, so dass die Drehverbindung auch Schmierstoff betrieben werden kann. Darüberhinaus ergeben Wälzkörper aus Keramik zudem eine geringere Fliehkraftbeanspruchung. Ein weiterer Vorteil liegt darin, dass Keramikwälzkörper die Laufbahnen frei von kleineren Verunreinigungen machen, die sie Dank ihrer Härte zermah- len. Auch haben Versuche gezeigt, dass sich Keramikwälzkörper auf die Laufruhe einer Drehverbindung positiv auswirken. Auf weitere Ausführungen kann an dieser Stelle verzichtet werden, da Keramiklager an sich bereits bekannt sind. Ausführungen dazu sind den nachstehend beispielhaft aufgeführten Vor- Veröffentlichungen zu entnehmen: DE 25 11 120 A1 , DE 39 26 577 A1 , DE 73 17 997 U1 , DE 196 12 571 A1 , DE 197 29 450 A1 , EP 0 258 845 A2, EP O 320 951 A1 , EP 0 446 723 B1
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Weitere Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung und aus den Zeichnungen, in denen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung vereinfacht dargestellt ist.
Es zeigen:
Figur 1 einen Längsschnitt durch eine erfindungsgemäß ausgebildete
Wälzlager-Drehverbindung, Figur 2 unterschiedliche elastische Verformungsbereiche bei dem die
Laufbahn tragenden Teil des Laufringes und
Figur 3 die auf die Lagerkugeln einwirkende Kraft in Abhängigkeit von der
Winkelposition bei unterschiedlichen Vorspannungen
Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
Die in Figur 1 gezeigte Wälzlager-Drehverbindung 1 besteht aus dem äußeren Laufring 2, der mit Befestigungsbohrungen 3, 4 zur Verbindung mit einer nicht dargestellten Anschlusskonstruktion versehen ist. Im äußeren Laufring 2 ist die Dichtung 5 angeordnet, die im Ausführungsbeispiel als eine schleifende Dichtung ausgebildet ist, deren nicht näher bezeichnete Dichtlippe am inneren Lauf- ring 6 anliegt. Dieser ist einstückig ausgebildet und besteht aus dem Basisteil 7, das zur Verbindung mit einer ebenfalls nicht gezeigten Anschlusskonstruktion wenigstens eine Befestigungsbohrung 8 aufweist. Vom Basisteil 7 zweigt parallel zur Lagerachse 9 der die Laufbahn 10 tragende Teil 11 des inneren Laufringes ab. Die zugehörige zweite Laufbahn 12 wird vom äußeren Laufring 2 ge- stellt. Auf den Laufbahnen 10, 12 wälzen Lagerkugeln 13 ab, die in einem Käfig 14 geführt sind. Die Lagerkugeln 13 weisen sowohl am äußeren Laufring 2 als auch am inneren Laufring 6 je zwei nicht bezeichnete Berührungspunkte auf, d.h., die Wälzlager-Drehverbindung 1 ist als ein Vierpunkt-Kugellager ausgebildet. Zur Verbesserung des Laufverhaltens ist der innere Laufring 6 im Bereich seiner Laufbahn 10 mit einem Schmiernippel 15 ausgestattet, so dass in radialer Richtung von innen nach außen Schmiermittel in den die Lagerkugeln 13 aufnehmenden Raum gelangen kann. Der äußere Laufring 2 weist an seinem linksseitigen Ende den radial nach innen gerichteten Vorsprung 16 auf, der den inneren Laufring 6 teilweise überdeckt. Auf die Weise ist zwischen beiden Lauf- ringen 2, 6 ein radial verlaufender Spalt 17 gebildet, der die Wälzlager- Drehverbindung 1 abdichtet, d.h., als Spaltdichtung wirkt. Wie aus Figur 1 weiter erkennbar, weist der die Laufbahn 10 tragende Teil 11 des inneren Lagerringes 6 im Abzweigbereich vom Basisteil 7 eine radiale Stärke auf, die mit B1 bezeichnet ist. Diese verringert sich in axialer Richtung stetig, bis sie im Bereich der Laufbahn 10 den mit B2 bezeichneten Wert annimmt. Im Ausführungsbeispiel beträgt das geometrisch ausgemessene Verhältnis B1 : B2 etwa 2,15 : 1. Dabei ist davon auszugehen, dass mit einem größer werdenden Verhältnis zwischen B1 und B2 bei gleich bleibender axialer Länge H die Vorspannung ansteigt. Wie auch erkennbar, ist das Verhältnis von axialer Länge H des die Laufbahn 10 tragenden Teils 11 zu seiner radialen Stärke B1 im Aus- führungsbeispiel mit etwa 1 : 2,35 ausgemessen. Daraus leitet sich ab, dass aufgrund der Hebelwirkung mit zunehmender axialer Länge H die auf die Lagerkugeln 13 wirkende Vorspannung geringer wird.
Die in Figur 2 dargestellten verschiedenen Spannungszustände einzelner TeN- bereiche, die mit a bis k bezeichnet sind, lassen erkennen, dass gegenüber einem unverspannten Zustand im Teilbereich a mit 5,67 μm die größte elastische Verformung realisiert. Diese verringert sich ausgehend vom Teilbereich a, der in axialer Richtung am weitesteten vom Basisteil 7 entfernt liegt, kontinuierlich. Der Teilbereich k, der am nächsten am Basisteil 7 liegt, weist naturgemäß mit 0,89 μm die geringste elastische Verformung auf. Die jeweiligen Spannungszustände und damit die jeweiligen elastischen Verformungen gehen aus nachstehender Tabelle hervor:
Figure imgf000010_0001
Aus der graphischen Darstellung in Figur 3, die die in Abhängigkeit von der jeweiligen Winkelposition auf die Lagerkugeln wirkende Kraft zeigt, lässt sich folgendes ableiten: Die untere Kurve, welche eine Wälzlager-Drehverbindung repräsentiert, die mit 10 μm vorgespannt ist, zeigt, dass die Lagerkugeln bei einer vollständigen Umdrehung nur in einem Winkelbereich zwischen 90° und 270° vorgespannt sind. In der anderen Hälfte der Umdrehung liegt keine Vorspannung an, so dass die Lagerkugeln bei einem Lastwechsel einem Schlupf unterliegen, der zu Lagergeräuschen führt. Die obere Kurve, die für die gleiche Wälzlager-Drehverbindung eine Vorspannung von 30 μm realisiert, lässt erkennen, dass in diesem Fall die Lagerkugeln im gesamten Winkeibreich von 0° bis 360° vorgespannt sind und so kein Schlupf im Lastwechselbereich auftreten kann.
Bezugszahlenliste
1 Wälzlager-Drehverbindung
2 äußerer Laufring
3 Befestigungsbohrung
4 Befestigungsbohrung
5 Dichtung
6 innerer Laufring
7 Basisteil
8 Befestigungsbohrung
9 Lagerachse
10 Laufbahn
11 Teil
12 Laufbahn
13 Lagerkugel
14 Käfig
15 Schmiernippel
16 Vorsprung
17 Spalt
a, b, c, d, e, f, g, h, i, j, k Teilbereich
B1 radiale Stärke
B2 radiale Stärke
H axiale Länge

Claims

Patentansprüche
1. Wälzlager-Drehverbindung (1 ), bestehend aus zwei konzentrisch ineinander angeordneten Laufringen (2, 6) , zwischen denen auf zugehörigen Laufbahnen (12, 10) Wälzkörper (13) abrollen, wobei wenigstens einer der Laufringe (2, 6) nachgiebig ausgebildet ist, dadurch gekennzeichnet, dass der einstückige nachgiebige Laufring (6) im Längsschnitt betrachtet geschwächt ausgebildet ist, so dass eine radiale elastische Verformung möglich ist, die so groß ist, dass die Wälzkörper (13) im gesamten Umfangsbereich im belasteten Zustand vorgespannt sind.
2. Wälzlager-Drehverbindung (1) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Laufring (6) aus einem mit einer Anschlußkonstruktion verbundenenen ersten Basisteil (7) und einem zweiten von diesem in axialer Richtung abzweigenden, die Laufbahn (10) tragenden Teil (11 ) besteht, wobei die radiale Stärke des Basisteils (7) größer als die radiale Stärke des die Laufbahn (10) tragenden Teils (11 ) ist.
3. Wälzlager-Drehverbindung (1) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der die Laufbahn (10) tragende Teil (11) in axialer Richtung gesehen einen gleichbleibende radiale Stärke aufweist.
4. Wälzlager-Drehverbindung (1) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der die Laufbahn (10) tragende Teil (11) in axialer Richtung eine abnehmende radiale Stärke in Richtung der Laufbahn (10) aufweist.
5. Wälzlager-Drehverbindung (1) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die radiale Stärke B1 des die Laufbahn (10) tragenden Teils (11 ) im Anschluß an das Basisteil (7) und die radiale Stärke B2 im Bereich der Laufbahn (10) in folgendem Verhältnis stehen:
B1 : B2 > 1 ,5 :1
6. Wälzlager-Drehverbindung (1) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die radiale Stärke B1 des die Laufbahn (10) tragenden Teils (11 ) im Anschluß an das Basisteil (7) und die axiale Länge H des die Laufbahn (10) tragenden Teils (11 ) in folgendem Verhältnis stehen:
B1 : H < 1 : 2
7. Wälzlager-Drehverbindung (1) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Laufringe (2, 6) zur Verbesserung ihrer mechanischen Eigenschaften einer Härtung unterworfen sind.
8. Wälzlager-Drehverbindung (1) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass sie als ein Vierpunkt-Kugellager ausgebildet ist.
9. Wälzlager-Drehverbindung (1) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis von einem Teilkreisdurchmesser zu einem druchmesser jedes einzelnen Wälzkörpers (13) größer als 30 : 1 ist.
10. Wälzlager-Drehverbindung (1) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Wälzkörper (13) aus Keramik bestehen.
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