具有曲线滚柱和滚道的滚柱轴承
专利汇可以提供具有曲线滚柱和滚道的滚柱轴承专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且滚柱 轴承 包括一些装在两个 滚道 (3，5)之间并与之 接触 的滚柱(6)，滚柱和滚道具有 曲率 半径(R)基本相同的纵向剖面外形， 曲率半径 (R)大于外滚道和轴承中心线之间垂直滚道进行测量的距离，滚柱(6)在滚道之间从滚道的轴向极限处可无阻碍地轴向移动，以便允许滚道的相对偏转和轴向位移，滚道只由滚道之间滚柱的径向 挤压 所限制，其中，滚柱形状的曲率半径(R)和滚柱的长度(la)之间的关系为R/la＜20。，下面是具有曲线滚柱和滚道的滚柱轴承专利的具体信息内容。
本发明涉及在权利要求前序部分所定义的滚柱轴承。
这种轴承为大家所熟知，在文献US-A-2595121中提出了带有 凹面滚柱的轴承，在文献SE-A-53256中描述了具有凸面滚柱的轴 承。由于在这种轴承中，座圈滚道和滚柱的曲面形状半径基本上大于其 相应的半径，例如大于球面滚柱轴承所对应的半径，就有可能制成长度 大于在球面滚柱轴承中的滚柱，这就改善了轴承的径向负荷能力。此外， 根据序言中所定义的这种轴承，与相同轴向宽度、即等长的滚柱的球面 轴承比较，其摩擦力比较小。其缺点是，当装有共同凸缘和保持架时， 这种轴承缺少球面轴承的自对准能力，而这种能力在许多情况下是很有 价值的。再有，一直在考虑有必要在其中的一个座圈上加工一个滚柱安 装开口，如在文献SE-A-53256中用标号8示出的，以便将所需数 量的滚柱塞入到轴承中。由于开口可不处在轴承的负荷部分中，则这种 开口意味着复杂并且其用途减少。如果在上述定义的这种类型的轴承 中，例如，在上述美国专利的图8中没有安装开口，有必要使得具有滚 柱的轴承当其外座圈和内座圈处在偏心的位置时，能够允许将相对少量 的滚柱塞入到轴承中。因此，这种轴承的负荷能力相对来说要低些。
在文献EP-A-0175858中所描述的是一种滚柱轴承，其滚柱和 座圈滚道纵剖面相应曲线外形的曲率半径基本上大于轴承中心线和滚道 表面之间的最大距离，在座圈滚道之间滚柱可以在其附近作轴向移动而 不会遭到凸缘或类似物的阻碍，对于滚道而言作相对的倾斜和轴向偏 移。这些技术特性对于负荷能力和可调节性给出很好的效果，如上所述， 滚柱加长了长度并同时增加了负荷能力。当然，其本身也已证实，非常 平直的滚柱、即滚柱外形的曲率半径和滚柱长度之间的比值很大的轴承 的工作寿命要短些，这是因为较高的周边压力，即作用在滚柱端部的高 压应力所致，这意味着具有很高负荷能力的这种轴承将不可接受地在偏 移时降低其工作寿命。
本发明的目的是提供一种在权利要求前序部分所定义的滚柱轴承， 其中已获得下列标准的可能的最佳综合：改善径向负荷能力，轴承座圈 滚道之间相互偏移和轴向移位，及较长的轴承工作寿命。该轴承具有在 相应权利要求中所定义的技术特性。
以下，本发明将参照两个实例进行描述，并以相应的附图予以说明。
图1是本发明滚柱轴承的轴向剖视图；
图2是图1轴承的滚柱，并示出负荷和力作用线；
图1给出轴承1的断面图，包括具有外滚道3的内座圈2和具有内 滚道5的外座圈4。在滚道3和5之间装有若干滚柱6。内座圈2固定 地连接在轴7上，该轴只给出它的位置而不给出细节，由于轴和作用到 轴承上负载方向的偏移，该轴相对于轴承的中心线8偏转一个角度γ。座 圈2和4因此也将产生一个互相偏转角γ，滚柱6就可能在其附近作轴向 移动以补偿这一偏转。滚柱6、以及滚道3和5分别具有其曲率半径R 大于轴承中心线和滚道表面之间最大距离的纵向剖面外形。滚道表面平 滑的曲率允许对于一给定滚柱的长度，轴承的径向延伸很少，以节省空 间；由于在滚柱和滚道之间的滑动接触，与球面滚柱轴承在相应的负荷 能力和受到相应的负荷情况下相比较，出现在轴承中的内摩擦是很小 的。
图2所示的是图1轴承的滚柱6，其纵向剖面形状的曲率半径为R。 在图1中的偏转情况下，负载Q以角度作用在滚柱上，由于在偏转时 滚柱作轴向滑动这一事实，所产生的摩擦力必须被滚柱的垂直力所平 衡。
当在这种轴承中负载Q作用到滚柱上时，由于内座圈和外座圈以相 对于垂直滚柱轴线的滚柱中心线9的角度相互接触，可以求得径向力和 轴向力分量。
由滚道作用到滚柱上的轴向力为QSin，此处被考虑为小角度的情 况下，该轴向力可以简化为Q。由于滚柱受到来自两个滚道的合成轴向 力，它可以表示为2Q。根据平衡方程式，滚柱在轴向上取得平衡
2Q＝μQ(方程I) 式中μ＝滚柱6和其滚道之间的摩擦系数。这一摩擦系数按经验来定，依 其润滑条件介于0.05和0.1之间。
图中的力作用线被画成相互相对的，尽管在实际上它们在轴向上相 互之间存在一个小的位移。
作用在滚柱上力的轴向位移可以表示为Δ，它是滚柱在其中间处垂 直于滚柱中心轴的中线与负载Q作用在滚柱上该作用点之间的距离。这 一条件的几何关系为
＝Δ/R(方程II)
将方程I简化后得
＝μ/2(方程III)
将方程III代入到方程II中得
Δ＝μR/2(方程IV)
同时已证明，Δ必须小于滚柱长度的一半，即la/2。
于是有
μR/2＜la/2(方程V)
从这一关系式中可以得出
R/la＜1/μ(方程VI)
在上述μ取最小值的情况下，μ大约取0.05的值，该值是用经验的 方法来求取的，可对滚柱的曲率半径R和滚柱的长度la之间的关系、即 R/la求得极限值，它应小于20。超过这一值，该轴承将不能很好地运行， 因为在偏转时将出现极大的周边压力，导致工作寿命缩短，由此，关系 式必须为
R/la＜20(方程VII)
图3中表示的是角接触滚柱轴承上半部的轴向剖视图，该轴承具有 向轴承中心线18倾斜的有曲面滚道的内座圈12和向轴承中心线18倾斜 的有曲面滚道的外座圈14。在座圈12、14中的滚道之间安装有中间凸 起的滚柱6，它不会由凸缘或保持架阻碍而不能轴向移动，并且像滚道 一样，滚柱也有其曲率半径R大于外滚道和轴承中心线之间垂直滚道进 行测量的最大距离的纵向剖面外形。
如在图2中所示的相同的力作用在这种轴承中的滚柱上，在这种情 况下，相同的关系存在于纵向剖面外形的曲率半径和滚柱长度之间。
本发明不限于所示和所描述的有关实例，在相应的权利要求范围内 可以有若干变化和改型。
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