DE3028106C2

DE3028106C2 - Lageranordnung für die Spindel einer Werkzeugmaschiene

Info

Publication number: DE3028106C2
Application number: DE3028106A
Authority: DE
Inventors: Fracois C. Pully Pruvot
Original assignee: F JOS LAMB Co WARREN MICH US
Current assignee: F JOS LAMB Co WARREN MICH US
Priority date: 1980-07-18
Filing date: 1980-07-24
Publication date: 1984-05-03
Also published as: GB2080443B; DE3028106A1; GB2080443A; FR2493206B1; FR2493206A1

Description

Die Erfindung betrifft eine Lageranordnung für die Welle einer Maschine, insbesondere die Spindel einer Werkzeugmaschine, nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.

Eine Lageranordnung dieser Gattung ist aus der DE-OS 21 08 957 bekannt. Bei dieser Lageranordnung besteht der Außenring aus zwei Abschnitten, von denen der mit der Lauffläche versehene Abschnitt mit radialem Abstand zum Gehäuse angeordnet und der andere Abschnitt als Ringbund ausgebildet ist, der mit radialem Übermaß im Gehäuse befestigt ist. Hierdurch soll erreicht werden, daß infolge der Möglichkeit einer partiellen Ausdehnung des Außenrings, nämlich in Richtung der über die Wälzkörper übertragenen Kraft, nachteilige oder schädliche radiale Spannungen in den als Kugellager ausgebildeten Wälzlagern nicht auftreten können.

Bei einer weiteren vorbekannten Lageranordnung (US-PS 23 14 622) ist ein mit schrägstehenden Wälzkörpern versehenes hinteres Lager vorgesehen, dessen Außenring durch axiale Federn vorgespannt ist, um auf die Wälzkörper eine konstante Vorspannung auszuüben. Dies wird dadurch erreicht, daß der Außenring des federbelasteten Wälzlagers in der Bohrung des Spindelgehäuses axial bewegbar angeordnet wird.

Bei einer weiteren vorbekannten Lageranordnung (DE-PS 8 03 812) werden Wälzlager mit einem dünnwandigen Außenring verwendet, der mit seinem einen Ende am Spindelgehäuse festgespannt ist. wobei die

t>5 Wälzkörper angrenzend am gegenüberliegenden Ende des Außenrings angeordnet sind. Der Innendurchmesser des Außenringes wird so gewählt, daß die Wälzkörper am Innenring vorgespannt werden. Die Dicke des

Außenringes ist so bemessen, daß er sich in Abhängigkeit von den radialen Kräften, die von den sich thermisch ausdehnenden Wälzkörpern auf ihn ausgeübt werden, in Umfangsrichtung ausdehnt, ohne daß die Vorspannung des Lagers merklich vergrößert wird. Diese Lageranordnung kann allerdings keine Wälzlager mit Standardabmessungen verwenden, was sowohl für die Fertigung als auch für den Austausch der Lager unzweckmäßig ist

Bei einer weiteren vorbekannten Lageranordnung (DE-PS 8 84 888) werden herkömmliche Kugellager am vorderen und hinteren Ende der Spindel verwendet Der Außenring des vorderen Lagers wird im Spindelgehäuse fest abgestützt, und der Außenring des hinteren Lagers wird durch eine ringförmige Scheibe abgestützt Da diese Scheibe relativ große, thermisch bedingte Verschiebungen der Spindel aufnehmen muß, wird der Außendurchmesser der Scheibe relativ groß. Dies vergrößert nicht nur den Außendurchmesser des Spindelgehäuses, sondern hat was noch wichtiger ist einen Verlust an radialer Steifigkeit und daher Präzision der Spindel zur Folge.

Bei einer weiteren vorbekannten Lageranordnung (US-PS 25 56 368) zum Aufrechterhalten einer im wesentlichen konstanten Vorspannung der Lager werden zwei als übliche Kugellager ausgebildete vordere Lager mit winkeliger Berührung verwendet. Zwei hintere Lager mit winkeliger Berührung sind innerhalb eines zylindrischen Lagergehäuses abgestützt, das seinerseits in einer Bohrung am hinteren Ende des Gehäuses mittels einer oder mehrerer Tellerfeüern abgestützt ist. Das Lagergehäuse ist auf dem inneren Umfang der Tellerfedern geführt, und der Außenumfang der Tellerfedern ist in die Bohrung des Spindelgehäuses eingepaßt. Der Zweck dieser Anordnung besteht darin, unter Ausnutzung der Tellerfedern eine im wesentlichen konstante Vorspannung der Wälzlager aufrechtzuerhalten. Da es sich jedoch um herkömmliche Kugellager handelt, wird die axiale Nachgiebigkeit der Tellerfedern in Abhängigkeit von der thermischen Ausdehnung notwendigerweise relativ groß. Aus diesem Grund muß der Außendurchmesser der Tellerfedern relativ groß sein, und/oder die Tellerfedern selbst müssen sehr dünn sein. Abgesehen von den Abmessungserfordernissen der Tellerfedern hat diese Lageranordnung einen weiteren Nachteil. Eine Tellerfeder verformt sich in der gewünschten Weise nur dann, wenn der innere und äußere Umfang sich frei ausdehnen und zusammenziehen kann. Wenn der innere oder äußere Umfang einer Tellerfeder durch einen Paßsitz auf einem starren Teil gehalten wird, verringert sich die Flexibilität der Tellerfeder. Die Steifigkeit der Federscheibe wird daher extrem groß, und zvar um ein Mehrfaches größer als die einer Tellerfeder, die in der normalen gewünschten Weise benutzt wird. Bei dieser Lageranordnung, bei der sowohl der Innen- als auch Außenumfang der Tellerfedern an einer Radialbewegung gehindert werden, entwickeln sich außerdem extrem hohe Druckspannungen sowohl im Lagergehäuse als auch im Spindelgehäuse. Dies kann auch zu einer Kontaktkorrosion führen.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Lageranordnung der eingangs angegebenen Galtung anzugeben, bei der sich die Außenringe der beiden Wälzlager in Abhängigkeit von einem Anstieg ihrer Temperatur so ausdehnen können, daß die Vorspannung der Wälzlager im wesentlichen konstant bleibt. Dies wird durch die im Patentanspruch 1 gekennzeichnete Erfindung gelöst

Die vorliegende Erfindung geht von der Überlegung aus, daß die Durchmesservergrößerung des Außenrings ungefähr doppelt so groß sein muß wie die Durchmeeservergrößerung der Wälzkörper, will man die Vor spannung der Wälzlager konstant halten. Die Erfindung beruht auf der Erkenntnis, daß, um dies zu erreichen, der Außenring seine Wärme nicht durch Wärmeleitung an das Gehäuse abgeben darf, sondern daß vielmehr der κι Außenring — ähnlich wie die Wälzkörper — seine Wärme im wesentlichen durch Konvektion an die umgebende Luft abgeben soll. Die als Wärmesperre dienenden dritten Abschnitte der Außenringe verhindern, daß die Wärme der Außenringe durch Wärmeleitung an das Gehäuse abgegeben wird Da ferner die Masse der Außenringe und die Masse der Wälzkörper in dem im Patentanspruch angegebenen Verhältnis stehen sowie die dritten Abschnitte der beiden Wälzlager unterschiedlich ausgebildet sind, ergibt sich im Betrieb, daß die Durchmesservergrößerung der Laufflächen der Außenringe praktisch zweimal so groß ist wie die der Wälzkörper.

Somit läßt sich auf konstruktiv einfache Weise die Vorspannung der Wälzlager unabhängig von den Betriebsparametern der Welle wie Zeit Drehzahl, Last, usw. konstant halten. Außerdem erlaubt die erfindungsgemäß ausgebildete Lageranordnung die Verwendung von Wälzlagern mit Standardabmessungen und Standardaufbau, und es ist auch nicht erforderlich, daß jo bestimmte Wellenabschnitte mit extrem hoher Genauigkeit bearbeitet werden. Ferner dehnen sich bei der erfindungsgemäß ausgebildeten Lageranordnung die Außenringe in Abhängigkeit von einem Temperaturanstieg so aus, daß die axiale Verschiebung der Welle minimal bleibt. Ein weiterer Vorteil der erfindungsgemäß ausgebildeten Lageranordnung besteht darin, daß auch externe thermische Einflüsse die Vorspannung der Wälzlager nicht beeinträchtigen können. Dies rührt daher, daß die Außenringe der Wälzlager gegenüber dem Gehäuse thermisch isoliert sind.

Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben.

Anhand der Zeichnungen werden Ausführungsbeispiele der Erfindung erläutert. Es zeigt F i g. 1 einen Längsschnitt durch eine erfindungsgemäß ausgebildete Lageranordnung einer Werkzeugmaschinenspindel,

F i g. 2 eine fragmentarische Schnittansicht des vorderen Lagers der Lageranordnung nach F i g. 1,
so F i g. 3 eine der F i g. 2 entsprechende Schnittansicht einer anderen Ausführungsform,

Fig.4 eine den Fig.2 und 3 entsprechende Schnittansicht einer weiteren Ausführungsform,

F i g. 5 eine den F i g. 2 bis 4 entsprechende Schnittansieht einer weiteren Ausführungsform,

F i g. 6 eine fragmentarische Schnittansicht durch eine gegenüber F i g. 1 geänderte Ausführunpsform des hinteren Lagers der Lageranordnung.

Bevor die in den Zeichnungen gezeigte Lageranordbo nung im einzelnen beschrieben wird, sollen bestimmte, in der Beschreibung verwendete Ausdrücke und Zustände definiert werden.

bin thermischer Gleichgewichtszustand bzw. thermisches Gleichgewicht herrscht dann, wenn bei einem b5 gegebenen Satz von Betriebsparametern die Temperatur jedes oder aller Punkte in der Lageranordnung und im Gehäuse jeweils einen Wert erreicht, der sich danach nicht mehr ändert. Mit anderen Worten, bei thermi-

schem Gleichgewicht herrscht eine konstante Temperaturverteilung in der Spindel, den Lagern und im Gehäuse für einen vorgegebenen Satz von Betriebsparametern. Die wichtigsten dieser Betriebsparameter sind Spindeldrehzahl und Last und von geringerer Bedeutung die Umgebungskühlbedingungen für Spindel und Gehäuse.

Ein instationärer thermischer Zustand herrscht unmittelbar nach einer Änderung eines oder mehrerer der Betriebsparameter, und zwar so lange, bis ein neues thermisches Gleichgewicht erreicht ist. In einigen Fällen erreicht ein instationärer thermischer Zustand (Übergangszustand) kein thermisches Gleichgewicht, statt dessen baut sich die Wärme lokal so weit auf, bis ein Versagen der Lager die Folge ist. Beispielsweise bewirken eine zu große Belastung oder Drehzahl der Lager einen solchen instabilen Zustand. Wenn ein thermischer instationärer Zustand zu thermischem Gleichgewicht führt, ist das System stabil, und allgemein läßt sich sagen: Je stabiler das System ist, desto rascher ist thermisches Gleichgewicht erreicht.

Ein instationärer thermischer Anfangszustand ergibt sich, wenn sich die Spindel aus dem Stillstand zu drehen beginnt, und zwar ausgehend von einem Zeitpunkt, zu dem sämtliche Teile der Spindel, der Lager und des Gehäuses eine gemeinsame Umgebungstemperatur besitzen. Dieser instationäre thermische Anfangszustand setzt sich fort, bis thermisches Gleichgewicht erreicht ist, was in einigen Fällen Stunden dauern kann; andernfalls, wenn zu hohe Belastungen und/oder Drehzahlen auftreten, kann der instationäre thermische Anfangszustand in einer Überhitzung und entsprechendem Lagerschaden enden.

Wie bereits eingangs erwähnt, soll durch die vorliegende Erfindung eine Lageranordnung geschaffen werden, deren Vorspannung unter einer großen Vielfalt von Betriebsbedingungen hinsichtlich Belastung und Drehzahl, insbesondere bei Betrieb unter sehr hohen Drehzahlen, konstant bleibt.

Bekanntlich ist es zur Erzielung einer starren und präzisen Lageranordnung notwendig, die Lager vorzuspannen, d. h. die Laufflächen und Wälzkörper sind so angeordnet, daß die Wälzkörper unter einer Druckspannung zwischen den Laufflächen stehen, und zwar selbst bei Fehlen von äußeren Belastungen der Spindel. Wenn eine Spindel, die in solchen vorgespannten Lagern gelagert ist, umläuft, ist ein Drehmoment erforderlich, das zum Grad der Vorspannung in Beziehung steht Dieses Drehmoment multipliziert mit der Drehzahl ist die Leistung bzw. Energie pro Zeiteinheit die innerhalb der Lager abgeführt werden muß, was tatsächlich eine Umwandlung der mechanischen Energie in thermische Energie bzw. Wärme darstellt

Es ist erwünscht, den Vorgang, durch den die mechanische Energie in Wärme umgewandelt wird, theoretisch zu untersuchen. In jedem Berührungsbereich zwischen Wälzkörper und Lauffläche werden sowohl der Wälzkörper als auch die Lauffläche örtlichen Spannungen, üblicherweise als Hertzsche Spannungen bezeichnet, unterworfen, die die örtliche Verformung sowohl des Wälzkörpers als auch der Lauffläche begleiten. Diese haben ungefähr die gleiche Größe auf beiden Seiten einer Berührungsfläche zwischen Wälzkörper und Lauffläche. Jeder vorgegebene Abschnitt eines Wälzkörpers bzw. einer Lauffläche wird wiederholt verformt und unter Spannung gesetzt und dann wieder in einen verformungs- und spannungsfreien Zustand entlastet, während die Welle rotiert. Aufgrund der Hysterese des Materials und anderer sekundärer Gründe wird ein gewisser kleiner Teil der Verformungsenergie in Wärme umgewandelt. Die wichtige Erkenntnis ist nun, daß die Größe der auf beiden Seiten einer Berührungsfläche erzeugten Wärme im wesentlichen gleich ist; d. h., die Wärme, die innerhalb der Wälzkörper aufgrund der Berührung mit einer Lauffläche erzeugt wird, ist im wesentlichen gleich der Wärme, die in dieser Lauffläche erzeugt wird. Die gesamte Wärme, die innerhalb des Wälzkörpers erzeugt wird, ist daher exakt die gleiche wie die Wärme, die in beiden Laufflächen erzeugt wird oder die Hälfte der Gesamtwärme, die im gesamten Lager erzeugt wird, wobei ein Viertel der gesamten erzeugten Wärme daher in jeder Lauffläche auftritt. Diese theoretisch angegebene Wärmeverteilung ist durch Versuche erhärtet worden.
Es muß nun der Vorgang der Wärmedissipation und -verteilung betrachtet werden. Unter der Annahme eines fehlenden externen Schmier- und Kühlsystems können die Wälzkörper die in ihnen selbst erzeugte Wärme nur durch Konvektion oder durch Zurückführung zu den Laufflächen abgeben. Da die Berührungsflächen zwischen den Wälzkörpern und den Laufflächen sehr klein sind, ist der Wärmeverlust durch Leitung sehr klein, und der Hauptteil der Wärme muß durch Konvektion an die umgebende Atmosphäre innerhalb des Spindelgehäuses abgegeben werden. Es läßt sich auch zeigen, daß bei der relativ niedrigen Temperatur die Dissipation durch Strahlung unbedeutend ist.

Es sei nun zunächst eine Lageranordnung betrachtet, bei der die Wärmedissipation der Laufflächen durch Ableitung zu der Spindel und zum Spindeigehäuse und zu einem geringen Grad durch Konvektion erfolgt. Die Auswirkung der Lagervorspannung muß für jede Lauffläche getrennt betrachtet werden, und zwar sowohl für den stationären als auch den instationären Zustand. Der instationäre thermische Zustand wird zuerst betrachtet.

Der Innenring sitzt üblicherweise in Paßsitz oder Preßsitz auf der Spindel selbst Der Paßsitz stellt eine gute Leitfähigkeit zwischen dem Innenring und der Spindel sicher. Im instationären thermischen Anfangszustand hindert die große thermische Masse der Spindel den Innenring an einem nennenswerten raschen Temperaturanstieg, und selbst wenn sich ein Temperaturunterschied zwischen dem Innenring und der Spindel entwickeln sollte, erzeugt dies nur eine geringfügige

so Durchmesseränderung in der Lauffläche des Innenringes, was eher dazu tendiert, die vorhandenen Zugspannungen im Lagerring aufgrund des Preßsitzes zu verringern, ohne von einer entsprechenden Durchmesseränderung begleitet zu sein. Praktisch bedeutet dies, daß die Wälzkörperlauffläche des Innenringes während des instationären thermischen Anfangszustandes und aus den gleichen Gründen während sämtlicher instationärer thermischer Zustände einen konstanten Durchmesser besitzt

Das thermische und dimensionale Verhalten des Außenrings ist sehr kritisch. Wenn er im Paßsitz (oder gar im Preßsitz) in das Gehäuse eingesetzt ist, was üblich war, kann sich sein Wälzdurchmesser unter thermischen Belastungen nur geringfügig vergrößern, und zwar wegen des Widerstandes, der von den sehr viel schwereren Abschnitten des Gehäuses auf ihn ausgeübt wird
Außerdem kann bei dem instationären thermischen

Anfangszustand die im Außenring erzeugte Wärme durch seine Berührung mit dem Gehäuse, das als Wärmesenke wirkt, rasch abgeleitet werden.

Bei einer derartigen Lageranordnung tritt daher zusammengefaßt im instationären thermischen Anfangszustand folgendes auf: Der Innenring dehnt sich, wenn überhaupt, nur geringfügig aus, der Außenring dehnt sich ebenfalls nur geringfügig aus, und die Wälzkörper, die die geringste Masse haben und genausoviel Wärmezufuhr erfahren wie die Lagerringe gemeinsam, erwärmen sich sehr rasch. Die hierdurch bedingte Ausdehnung vergrößert die Vorspannung des Lagers, wodurch die erzeugte Wärme erhöht wird, und es kann ein instabiler Zustand, der zu einem Versagen des Lagers führt, entstehen.

Da die in den Lagerkomponenten anfangs erzeugte Wärmemenge im wesentlichen der Drehzahl der Spindel proportional ist, steht diese Instabilität direkt in Beziehung zur Drehzahl, und sie kann bei kleinen Drehzahlen überhaupt nicht auftreten.

Es sei nun der instationäre thermische Anfangszustand einer idealen Lageranordnung unter folgenden nicht-änderbaren Einschränkungen betrachtet:

1. Der Innenring behält einen im wesentlichen konstanten Durchmesser;

2. eine Hälfte der entstehenden Wärme wird in den Wälzkörpern erzeugt;

3. ein Viertel der Wärme wird in jedem der beiden Lagerringe erzeugt;

4. eine axiale Bewegung des Innenringes bezüglich des Außenringes ist nicht zulässig bzw. nicht erwünscht.

Dann sollte sich im Idealfall der Außenring mit der gleichen Zeit-Durchmesser-Beziehung wie die Wälzkörper ausdehnen. Außerdem muß der Außenring so angeordnet werden, daß er sich thermisch ausdehnen kann.

Es wird nun auf F i g. 1 Bezug genommen, die eine Werkzeugmaschinenspindel 10 zeigt. Die Spindel 10 ist in einem Gehäuse 12 durch ein vorderes Lager 14 und ein hinteres Lager 16 drehbar gelagert. Für die Spindel ist ein Antrieb in Form einer Riemenscheibe 18 an ihrem hinteren Ende vorgesehen. Das vordere Ende der Spindel 10 trägt einen Werkzeughalter oder ein Werkstück (nicht gezeigt). Der Innenring 20 des vorderen Lagers 14 ist mittels eines Abstandselementes 24, des Innenringes 26 des hinteren Lagers 16 und der Riemenscheibe 18 durch eine Spannmutter 28 verspannt, die mit einem Gewinde am hinteren Ende der Spindel 10 zusammenwirkt Der Außenring 38 des vorderen Lagers 14 besteht aus den Teilen 30,48,50,52 und der Außenring 66 des hinteren Lagers 16 aus den Teilen 32, 68. Zwischen den Innen- und Außenringen jedes Lagers befindet sich eine Reihe von Wälzkörpern, vorzugsweise kegelige Rollen 34, 36. Der Teil 30 des Außenringes des vorderen Lagers 14 ist im Paßsitz oder Preßsitz in das Teil 50 eingesetzt, das über die teile 48, 52 im Gehäuse 12 durch eine zylindrische Fläche 40 geführt ist Der Teil 38 ist axial gegen das Gehäuse 12 positioniert und ist in dieser Lage durch einen Deckel 44 festgespannt, der am Gehäuse 12 durch Schrauben 46 befestigt ist Der Teil 38 besitzt einen verdünnten Abschnitt 48, der als thermische Sperre zwischen einem als Sitz für den Teil 30 dienenden Abschnitt 50 und einem Abschnitt 52 sowie einer Schulter -54 wirkt Zwischen dem Deckel 44 und der Spindel 10 ist eine Dichtung 56 vorgesehen.

Ein wichtiges Merkmal der beschriebenen Konstruktion bildet der verdünnte Abschnitt 48, der als thermische Sperre wirkt, jedoch als vollständig kreisförmiger Abschnitt relativ kurzer Länge für eine ausreichende axiale und radiale Festigkeit für die Befestigung des Außenringes sorgt. Die Länge des kreisförmigen Abschnittes 48 wird so festgelegt, daß die radiale Verschiebung des Abschnittes 50 aufgrund einer

ίο auf die Spindel ausgeübten externen radialen Kraft in allen Fällen kleiner als die radiale Verschiebung der Spindel relativ zum Außenring bei dieser Belastung ist. Obwohl der verdünnte Abschnitt 48 eine ausreichende radiale und axiale Festigkeit liefert, erlaubt er dennoch die erforderliche Ausdehnung des Teils 30 und Abschnittes 50, wobei er sehr geringfügig konisch wird, wenn dies eintritt. Wenn vorübergehend angenommen wird, daß der Abschnitt 48 als perfekte thermische Sperre wirkt, d. h. daß unabhängig von irgendwelchen Temperaturdifferenzen kein Wärmestrom durch den Abschnitt 48 erfolgt, und wenn weiter vorübergehend angenommen wird, daß von den Wälzkörpern 34 keine konvektive Wärmedissipation erfolgt, kann die folgende Analyse durchgeführt werden.

Jederzeit während des instationären thermischen Anfangszustandes, bei dem die obigen Annahmen zutreffen, wird im Lager 14 eine Wärmemenge Q erzeugt, wobei 1/2 Q in den Wälzkörpern 34 und 1/4 Q in jedem der Lagerringe 20, 30 verbleibt. Es sei ferner angenommen, daß die spezifische Wärme und die Ausdehnungskoeffizienten beider Lagerringe und der Wälzkörper die gleichen sind, was eine zulässige Annahme ist, da die Materialien nahezu unveränderbar die gleichen sind.

Wenn die gesamte Masse der Wälzkörper 34 als M\ definiert wird und die Masse des Außenringes 38 zwischen der thermischen Sperre 48 und dem Teil 30 als M2, so gilt für die Temperaturerhöhung in den Wälzkörpern 34:

"■■■

Für die Temperaturerhöhung im Teil 30 und im Abschnitt 50 gilt:

AT₁

1/4 β
M₂ σ

Hierin bedeutet 0 die spezifische Wärme der Komponenten.

Wenn der mittlere Laufflächendurchmesser des Innenringes 20 als Ai definiert wird, der, wie erläutert wurde, zumindest während des instationären Zustandes über der Zeit unveränderlich ist, und wenn der mittlere Durchmesser der Wälzkörper 34 als Di bei Umgebungstemperatur und der mittlere Durchmesser des Teiles 30 als Di bei Umgebungstemperatur definiert wird, so ergibt sich für die anfängliche Vorspannung des Lagers, ausgedruckt als Überlappungsgröße /₀:

/o=D2-2Di-A>. (3)

Nachdem die Wärmemenge Q einige Zeit nach dem Anlassen im Lager 38 erzeugt worden ist, bleibt der Durchmesser D* auf dem Wert Do, während sich der Durchmesser der Wälzkörper um die thermische Ausdehnung vergrößert die sich ergibt aus:

(4)

worin η der Ausdehnungskoeffizient ist.

Durch Einsetzen der Gleichung 1 in 4 erhält man:

M₁ σ

(5)

In der gleichen Weise ist die Ausdehnung des Außenringes gegeben durch:

AD₂ = AT_1nD₁. (6)

Durch Einsetzen der Gleichung (2) in (6) erhält man: 1/4 Qr₁D₁

AD₁

M₁ σ

U)

Z₀ = D₁ + A D₂-2

D₁) -D₀.

(8)

Damit die Vorspannung des Lagers die gleiche bleibt, nachdem die Wärmemenge Q im Lager erzeugt worden ist, muß gelten:

k-h

oder

Nach Vereinfachung erhält man:

M₂ = 1/4 M₁ -^- . A

(H)

15

Es sei für den Augenblick angenommen, daß sich die Spindel nicht axial bewegt; die dimensionale Überlappung Z₀ aufgrund der im Lager erzeugten Wärmemenge Q ist gegeben durch:

2-2 D₁ -D₀= D₁ +A D₁ -2 (A +A A)-A)-

(9)

(10)

Durch Einsetzen der Gleichungen (5) und (7) in die Gleichung (10) erhält man:

1/4QA ₌₂h

M₁ M₁

1/4D₂ ₌ _A_

M₂ M₁ '

Die Gleichung 11 definiert die ideale Masse des Abschnittes 30, 50 des Außenringes 38 jenseits des Abschnittes 48, derart, daß die Vorspannung des Lagers während des instationären thermischen Zustandes konstant bleibt Dies gilt unter der Annahme, daß keine Wärme durch Konvektion oder Leitung aus den Wälzkörpern heraus und keine Wärme durch Konvektion oder Leitung aus dem Abschnitt 30, 50 des Außenringes 38 heraus verlorenging.

Diese Annahmen sind zutreffend ganz zu Anfang eines instationären Zustandes, ehe die Wärmeverluste aufgrund des Temperaturanstieges von Bedeutung sind. Anders ausgedrückt, zu Beginn eines instationären thermischen Zustandes, insbesondere des instationären thermischen Anfangszustandes wird die anfängliche Geschwindigkeit der Temperaturerhöhung durch die thermischen Massen der beteiligten Komponenten

bestimmt, und ihre ideale Massenbeziehung ist durch die Gleichung 11 gegeben. Wenn die Temperaturen ansteigen, müssen die Wärmeverluste berücksichtigt werden, und wenn man sich dem thermischen Gleichgewicht nähert, wird die Auswirkung der thermischen Massen relativ gering, und die durch den Wärmeverlust hervorgerufenen Vorgänge dominieren. Wenn jedoch die Temperaturanstiegverhältnisse der Komponenten bei Steuerung durch ihre Wärmeverluste die gleichen bleiben, wie wenn die Temperaturanstiegverhältnisse durch die thermischen Massen gesteuert werden, dann herrschen die gleichen idealen Bedingungen. Außerdem läßt sich einsehen, daß, falls die Wärmeverluste der Wärmeerzeugung innerhalb der Komponenten proportional ist, die Temperaturanstiegverhältnisse »ideal« bleiben.

Es ist daher wichtig, das Verhältnis des Temperaturanstieges der Wälzkörper zum Temperaturanstieg des Außenringes für den idealen Zustand zu bestimmen, d. h., die Aufrechterhaltung einer konstanten Vorspannung des Lagers 14 ohne Axialbewegung der Spindel. Das Verhältnis aus den Gleichungen 1 und 2 ergibt:

25 1/2 Q

AT₁ ₌ M₁ σ
AT₁ 1/4 Q

M₁O

oder 30 AT_x

AT₇

(12)

(13)

Aus der Gleichung (11) ergibt sich jedoch für die ideale Massenbeziehung:

A-IM A.

(14)

40 M₁ ■ A Die ideale Temperaturanstiegbeziehung ist daher:

AT₇

05)

oder

45

AT_x = 1/2 ^-AT₁. (16)

Bei den meisten praktischen Lagern liegt die Größe

im Bereich von 3 bis 5. Das Verhältnis des Temperaturanstiegs der Wälzkörper zum Temperatur anstieg des Außenringes muß daher in dieser Größen ordnung liegen. Es ergibt sich dann das Problem, daß bei einem solchen Temperaturanstiegverhältnis die Wälzkörper die geforderte doppelte Wärmemenge im Vergleich zum Wärmeverlust des Außenringes verlie ren. Durch Versuche und durch die folgende qualitative Untersuchung läßt sich zeigen, daß dies ein sinnvoller Zustand nur dann ist, wenn der Wärmeverlust des Außenringes durch den als thermische Sperre dienenden Abschnitt 48 sehr klein ist

Die thermischen Wärmeverlustanforderungen sind dann im wesentlichen die, daß der Außenring, der im Idealfall einen Temperaturanstieg von 1/5 bis 1/3 des Temperaturanstieges der Wälzkörper besitzt. Wärme

nicht schneller als mit 1/2 der Wärmeverlustgeschwindigkeit der Wälzkörper verliert. Dies ist eine sinnvolle und realistische Annahme nur dann, wenn beide den größten Teil ihrer Wärme durch Konvektion verlieren. Wenn die im Außenring erzeugte Wärme durch Leitung zum Gehäuse 12 abgeleitet werden kann, ist der erforderliche Temperaturanstieg, wie er durch die Gleichung 16 gegeben ist, nicht erreichbar. Außerdem wird diese Wärme an das Gehäuse übertragen, was größere Verformungen und geometrische Verschiebungen hervorruft, die der Maschinengenauigkeit abträglich sind.

Es läßt sich einsehen, daß der Außenring die in ihm selbst erzeugte Wärme primär durch Konvektion an die umgebende Atmosphäre verliert, wenn nur eine relativ kleine Wärmemenge durch Konduktion durch die thermische Sperre (Abschnitt 48) hindurch verlorengeht. An seinen Außenflächen gibt der Außenring Wärme an die umgebende ruhende Atmosphäre ab, während er an seiner Innenfläche Wärme an die durch die Wälzkörper in Bewegung versetzte Atmosphäre abgibt. Die Wälzkörper, die im Idealfall einen Temperaturanstieg von drei- bis fünfmal den des Außenringes haben, geben Wärme durch Konvektion an eine Atmosphäre ab, die durch die Wälzkörper in heftige Bewegung versetzt wird. Da der Bereich des Außenringes, der der bewegten Atmosphäre ausgesetzt ist, kleiner als, jedoch in derselben Größenordnung wie der Bereich der Wälzkörper ist, ist es möglich, daß der Außenring nicht genügend thermische Leistung abgibt, um die oben angegebenen Bedingungen zu erfüllen. Die vom Außenring abgegebene Wärme kann durch an ihm vorgesehene Rippen 58, wie in F i g. 2 dargestellt, vergrößert werden. Wenn die Rippen in radialen Ebenen verlaufen, sollten sie in Umfangsrichtung in viele Abschnitte unterteilt sein, um eine nennenswerte erhöhte Steifheit des Abschnitts 50 zu vermeiden. Gegebenenfalls können die Rippen 58 in Umfangsrichtung verteilt so angeordnet werden, daß sie in Ebenen verlaufen, die die Spindelachse enthalten. Es ist jedoch möglich, daß einige Spindelkonstruktionen eine heftig bewegte Atmosphäre um den gesamten Außenumfang des Außenringes herum erzeugen. Unter diesen Umständen können die Wärmeverluste des Außenringes derart sein, daß die Temperatur des Außenringes nicht den oben angegebenen Bedingungen entspricht Unter diesen Umständen können Isolierungsmittel vorgesehen werden, die die äußere Oberfläche des Außenringes gegenüber der damit in Berührung stehenden bewegten Atmosphäre in erforderlichem Ausmaß isolieren. Eine bevorzugte Ausführungsform einer solchen isolierung besteht aus einer Isoiierungsschicht 60, wie in Fig.3 dargestellt, die sich um die äußere Umfangsfläche des Abschnittes 50 erstreckt.

Zusammengefaßt läßt sich sagen: Bei einer idealen Lageranordnung, bei der sich die Lagervorspannung während eines instationären thermischen Zustandes, insbesondere bei Betriebsbeginn, ohne Axialbewegung zwischen den Innen- und Außenringen, nicht ändert, sind zwei Bedingungen zu erfüllen, von denen jede verlangt, daß sich der Außenring soviel wie die Wälzkörper ausdehnt und der Außenring so angebracht ist, daß er diese Ausdehnung zuläßt

Bei Beginn eines instationären thermischen Zustandes, insbesondere bei Betriebsbeginn, wenn die thermischen Massen die Geschwindigkeit des Temperaturanstieges steuern, ist die ideale Masse des Außenringes gegeben durch die Beziehung:

1/4Af,

Später, wenn die Wärmeverluste stärker ins Gewicht fallen als die thermischen Massen, ergibt sich das" gesuchte ideale Temperaturanstiegsverhältnis aus:

A Tι ^M 1/2 — A Tj.

Dies wiederum erfordert, daß so wenig Wärme wie möglich aus dem Außenring durch Leitung verlorengeht Dies kann durch Verwendung einer wirksamen thermischen Sperre wie dem dargestellten verdünnten Abschnitt 48 erzielt werden. Wenn auch der verdünnte Abschnitt 48 wegen seiner Einfachheit und geringen Kosten die bevorzugte Form einer thermischen Sperre ist gibt es jedoch viele andere Möglichkeiten zur Erzielung des gleichen Ergebnisses. Beispielsweise kann die thermische Sperre aus einem Material mit guten mechanischen und thermischen Isolierungseigenschaften wie z. B. Keramik hergestellt sein und zwischen die Abschnitte 50 und 52 so eingeführt werden, daß sie dem Außenring radiale Festigkeit verleiht.

Unter Berücksichtigung dieser Umstände können die Auswirkungen, die sich bei Abweichung von diesen Idealen ergeben, untersucht werden. Bei Beginn eines instationären thermischen Zustandes, bei dem der Effekt der thermischen Massen dominiert, hat eine Masse M2, die kleiner ist als die durch Gleichung 11 definierte ideale Masse, eine raschere Erwärmung und Ausdehnung des Außenringes als im Idealfall zur Folge, wodurch die Lagervorspannung und die Geschwindigkeit der Wärmeerzeugung verringert wird. Das Lager und seine Befestigung sind tatsächlich überstabilisiert, was unschädlich ist.

Wenn jedoch die Masse M2 größer als die ideale Masse nach Gleichung 11 ist erwärmt sich der Außenring langsamer, und er dehnt sich langsamer aus als im Idealfall, wodurch die Vorspannung und die Geschwindigkeit der Wärmeerzeugung erhöht werden, was in Richtung eines instabilen Zustandes tendiert, der durch die Verwendung einer kleineren statischen Vorspannung erreicht werden kann.

Während des letzteren Teils des instationären thermischen Zustandes und anschließenden thermischen Gleichgewichtes, wenn die Wärmeverlustfaktoren dominieren, wird das ideale Temperaturanstiegverhältnis durch die Gleichung 16 wiedergegeben. Wenn der Außenring gegen einen Wärmeverlust zu stark isoliert ist sind sein Temperaturanstieg und die darausfoigende Ausdehnung größer als im Idealfaii- dies verringert die Vorspannung und die Geschwindigkeit der Wärmeerzeugung, und das Lager sowie seine Befestigung sind wiederum überstabilisiert, was akzeptabel ist

Wenn dagegen der Außenring unzureichend isoliert ist, ist sein Wärmeverlust größer als erforderlich, um die Idealbedingungen der Gleichung 16 zu erfüllen; der Außenring dehnt sich nicht genügend aus, und. die Vorspannung nimmt zu, was eine noch größere Geschwindigkeit des Wärmeaufbaus in den Wälzkörpern zur Folge hat, was wiederum zu einem instabilen Zustand tendiert; dies kann durch Verwendung einer kleineren anfänglichen Vorspannung vermieden werden. Aber auch hier wieder, selbst ohne idealen Wärmesperrenschutz, hat selbst eine nur teilweise wirksame thermische Sperre einen besseren Lagerauf-

bau als Lager zur Folge, bei denen überhaupt keine thermische Sperre verwendet wird.

Das Lager 14 verwendet einen zylindrischen hülsenförmigen Abschnitt 42, der axial und radial sehr steif ist und daher vorteilhafterweise an demjenigen linde einer Spindel verwendet wird, an dem das Werkzeug angebracht ist Dieser Aufbau ist für eine solche Anwendung besonders geeignet, da zusätzlich zu der axialen Steifheit die Neigung einer Axialbewegung der Spindel aufgrund thermischer Bewegungen im Lager unter im wesentlichen idealen Bedingungen nicht gegeben ist selbst wenn Kegelrollenlager verwendet werden. Andere Formen von hülsenförmigen thermischen Sperren wie z. B. die konische Form des Abschnittes 62 in F i g. 3 können verwendet werden.

Bei den bisher beschriebenen Ausführungsbeispielen werden Lager verwendet die Standardabmessungen haben. Gegebenenfalls kann jedoch der Außenring einstückig ausgebildet werden. Diese Abwandlung ist in F i g. 5 gezeigt, wo die Abschnitte 48, 52 und 64 den einstückigen Außenring bilden.

Der Außenring 66 des hinteren Lagers 16 hat einen anderen Aufbau.

Wie bereits erwähnt, wird der Innenring 26 des hinteren Lagers 16 durch die Mutter 28 gegen die rückwärtige Stirnseite des Abstandselementes 24 durch die Nabe der Riemenscheibe 18 verspannt. Der Teil 32 des Lagers 16 ist mit Paßsitz in den Teil 68 des Außenringes 66 eingesetzt. Der ringförmige Teil 68 ist mit einem äußeren ringförmigen Abschnitt 72 des Außenringes 68 durch einen als dünne Scheibe ausgebildeten Abschnitt 70 verbunden, der in einer radialen Ebene liegt. Der Abschnitt 72 wird durch eine Führungsfläche 74 und eine Schulter 76 am Gehäuse zentriert und mit ihm verspannt. Er wird in dieser verspannten Stellung zwischen einem hinteren stirnseitigen Deckel 78 und dem hinteren Ende des Spindelgehäuses durch Schrauben 80 gehalten. Wenn sich, wie in F i g. 1 gezeigt, die Schrauben 80 durch den Abschnitt 70 erstrecken, könnte ein Spielraum zwischen den Schrauben 80 und den öffnungen in dem Abschnitt 70, durch die sich die Schrauben erstrecken, vorhanden sein. Der Abschnitt 70 liegt praktisch in der axialen zentralen Ebene des Lagers 16.

Wenngleich der Abschnitt 70 in F i g. 1 als einzelnes Teil dargestellt ist, kann er aus mehreren dünnen Einzelscheiben bestehen, deren gesamte Dicke so bemessen ist, daß sie dem Lager die entsprechende radiale Steifheit und die gleichen thermischen Eigenschaften wie nur einer einzigen Scheibe verleihen. Die Verwendung von mehreren solcher dünnen Einzelscheiben vergrößert jedoch die axiale Flexibilität des Abschnittes 70 beträchtlich. Der Abschnitt 70 erfüllt nicht nur die gleiche Funktion wie der Abschnitt 48 des vorderen Lagers, sondern er erlaubt auch durch seine Durchbiegung eine leichte Verstellbarkeit der anfänglichen Vorspannung bei geringfügigen Fehlern in den Längsabmessungen der Komponenten der Spindelanordnung, die den axialen Abstand zwischen den beiden Lagern bestimmen.

Statt die einzelne zentral angeordnete Scheibe (Abschnitt 70) durch mehrere schichtartig angeordnete dünne Scheiben zu ersetzen, können diese dünneren Scheiben auch mit axialem Abstand in im wesentlichen symmetrischer Beziehung hinsichtlich der zentralen radialen Ebene des Lagers angeordnet werden. Solch eine Konstruktion ist in Fig.6 gezeigt in der zwei Scheiben 82 und 84 vorgesehen sind. Wie bereits erwähnt, ist die kombinierte Dicke der Scheiben 82,84 derart, daß dem Lager eine angemessene axiale Flexibilität und radiale Steifheit verliehen wird. Es versteht sich, d«.3 jede der Scheiben 82, 84 wie im Fall der Scheibe 70 aus mehreren noch dünneren Laminaten hergestellt werden kann. In allen anderen Punkten sind die thermische Analyse und die Schlußfolgerungen, die in Verbindung mit dem vorderen Lager 14 erstellt wurden, mit gleicher Gültigkeit auf das hintere Lager 16 anwendbar.

Es sei hervorgehoben, daß die gewünschte Vorspannung und axiale Verschiebung des hinteren Lagers ohne Verwendung von Gleitstücken und den unerwünschten Gleitpaßsitzen, die der Genauigkeit der Spindel abträglich sind, erreicht werden.

Die scheibenförmige thermische Sperre erlaubt ferner eine thermische radiale Ausdehnung des Außenringes einfach deshalb, weil der wesentlich größere Querschnitt des Außenringes jeglichen Widerstand der scheibenförmigen thermischen Sperre überwinden kann. Obgleich nur sehr wenig Wärme radial nach außen durch die scheibenförmige thermische Sperre fließt, ist dennoch ein thermischer Gradient an ihr vorhanden, wobei der kleinere Durchmesser die gleiche Temperatur wie der Außenring besitzt. Dieser thermische Gradient erzeugt radiale Druckspannungen, die ohne Verspannungen aufgefangen werden können und die Ausdehnung des Außenringes ermöglichen.

Hierzu 2 Blatt Zeichnungen

Claims

Patentansprüche:

1. Lageranordnung für die Welle einer Maschine, insbesondere die Spindel einer Werkzeugmaschine, mit zwei im axialen Abstand zueinander angeordneten, unter im wesentlichen konstanter Vorspannung stehenden Wälzlagern mit radial vorbelasteten Wälzkörpern zwischen je einem auf der Welle angebrachten Innenring und je einem Außenring, der einen am Gehäuse abgestützten ersten Abschnitt und einen mit der Lauffläche für die Wälzkörper versehenen zweiten Abschnitt aufweist von denen der zweite Abschnitt gegenüber dem Gehäuse radial wärmedchnbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem ersten Abschnitt (52, 72) und dem zweiten Abschnitt (30,50; 32,68; 64) jedes Außenringes (38; 66) ein als Wärmesperre ausgebildeter, eine Wärmeleitung zwischen dem ersten und zweiten Abschnitt im wesentlichen verhindernder dritter Abschnitt (48; 62; 70; 82, 84) angeordnet ist, der bei einem (14) der Wälzlager (14, 16) hülsenförmig und bei dem anderen Wälzlager (16) scheibenförmig ausgebildet ist, und daß das Verhältnis der Gesamtmasse des zweiten Abschnittes (30, 50; 32, 68; 64) jedes Außenringes (38; 66) zu der Gesamtmasse der Wälzkörper (34; 36) des betreffenden Wälzlagers im wesentlichen ein Viertel des Verhältnisses des mittleren Durchmessers der Lauffläche jedes Außenrings (38; 66) zu dem mittleren Durchmesser der Wälzkörper (34; 36) des betreffenden Wälzlagers beträgt.

2. Lageranordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der dritte Abschnitt (48) mindestens eines (14) der Wälzlager einstückig mit dem ersten Abschnitt (52) und zweiten Abschnitt (64) ausgebildet ist.

3. Lageranordnung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnittsfläche des dritten Abschnittes (48; 62; 70) jedes Wälzlagers (14,16) relativ klein im Vergleich zur Querschnittsfläche des zweiten Abschnittes (30,50; 32,68; 64) ist.

4. Lageranordnung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnittsfläche des dritten Abschnittes (48; 62; 70) jedes Wälzlagers (14,16) relativ klein im Vergleich zu den vereinigten Querschnittsflächen des ersten (52, 72) und zweiten (30,50;32,68,64) Abschnittes ist.

5. Lageranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der hülsenförmige dritte Abschnitt (48, 62) kreiszylindrisch oder konisch ausgebildet ist.

6. Lageranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der scheibenförmige dritte Abschnitt (70) aus einer einzelnen dünnen Scheibe besteht, die im wesentlichen in der zentralen radialen Ebene des zugehörigen Außenringes (66) angeordnet ist.

7. Lageranordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der scheibenförmige dritte Abschnitt aus mehreren dünnen Scheiben (82,84) besteht.

8. Lageranordnung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Scheiben (82, 84) axial auf Abstand zueinander angeordnet sind.

9. Lageranordnung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Scheiben (82, 84) im wesentlichen symmetrisch bezüglich der zentralen

Ebene des Wälzlagers (16) angeordnet sind.

10. Lageranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Wälzkörper (34,36) kegelige Rollen sind.

11. Lageranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Abschnitt (30, 50) mindestens eines der Außenringe mit temperaturbeeinflussenden Mitteln (58; 60) versehen ist

IZ Lageranordnung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die temperaturbeeinflussenden Mittel aus Rippen (58) bestehen.

13. Lageranordnung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die temperaturbeeinflussenden Mittel aus einer Schicht (60) aus isolierendem Material auf der Oberfläche des zweiten Abschnitts (30,50) bestehen.

14. Lageranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß am Gehäuse (12) angebrachte Deckel (44, 78) den zweiten Abschnitt (30, 50; 32, 68) jedes Außenrings und jedes Lagers (14,16) mit Abstand umgeben und gegen eine zur Welle (10) konzentrische und mit der Welle (10) umlaufende äußere Umfangsfläche abgedichtet sind.

15. Lageranordnung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Abschnitt (52; 72) jedes Außenringes durch Befestigungsmittel (46; 80), die die Deckel (44, 78) am Gehäuse (12) befestigen, zwischen den Deckeln (44,78) und dem Gehäuse (12) festgespannt ist.