WO2012016731A1 - Axialwälzlager, insbesondere axialnadellager - Google Patents

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WO2012016731A1
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rolling
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Wolfgang Fugel
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Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg
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Definitions

  • the invention relates to an axial roller bearing according to the preamble of forming features of claim 1, and it is particularly advantageous to axial needle bearings for mounting the planet carrier or the clutch carrier or the impeller or the turbine wheel in automatic transmissions realized.
  • converter transmissions which differ from conventional and automated manual transmissions, above all by a traction-free shifting process.
  • PKW automatic transmissions usually use a hydraulic torque converter as a starting clutch, which consists of a pump impeller, a stator and a turbine wheel and consist essentially of a different number of multi-plate clutches and a combination of several planetary gears together. All switching and coupling operations are carried out via various freewheeling and with the multi-plate clutches, which produce the non-positive connection of the individual planetary gear stages with the input and output shafts of the automatic transmission.
  • a gear change thus takes place by gradually switching off a first, consisting of a clutch and a shaft of a planetary gear shift element and simultaneous engagement of a second, consisting of a further clutch and another shaft of a planetary gear shift element for the next gear until the end of the gear change the total torque of the first shift element Tes is taken from the second switching element.
  • Such axial needle bearings are known from the catalog "Rolling Bearings" of the Applicant from January 2006 on pages 776 to 782 under the product name AX and consist essentially of a first annular bearing disk and a second annular bearing disk, each consisting of a thin-walled steel sheet and Between the axial inner sides of both bearing disks designed as raceways, a multiplicity of bearing needles arranged side by side roll in a row, which are held at equal distances from one another by a bearing cage and form a needle rim together with the bearing cage.
  • the invention is therefore the object of an axial roller bearing, in particular axial needle bearing to design, which is characterized at least in the unloaded state by significantly lower friction moments than in the loaded state.
  • this object is achieved in an axial roller bearing according to the term O berbegriff of claim 1 such that the bearing discs of Axial maybelzlagers are designed as load-dependent spring-loaded plate springs with angularly oriented raceways and arranged to each other, that the rolling elements in the unloaded state of the Axial maybelzlagers a low-friction point contact and only in the fully loaded condition of the thrust roller bearing have a fully sustainable line contact with the raceways.
  • the invention is thus based on the finding that it is possible in a simple manner by integrating a plate spring function in the bearing discs of Axialmélzlagers, the load-free states described above at Axial maybelzlagern, where there is a kinematically unclean rolling of the rolling elements on the raceways to Standstill of the rolling elements or the entire needle ring comes, so that the rolling elements slip only on their careers and thus cause a similar high friction torque as in the loaded state of Axial anymorelzlager to avoid.
  • the disc spring function in the bearing discs thereby causes the bearing discs have a low-friction point contact with the rolling elements, especially in the unloaded state, so that they kinematically roll almost optimally on their careers and cause much lower friction moments than in the loaded state of Axial anymorelzlager. It is even conceivable that even the formation of one of the two bearing disks as disk spring contributes to a reduction in the frictional torque of an axial rolling bearing in the unloaded state.
  • the inventively designed Axial maybelzlager according to claim 6 also characterized by the fact that the bearing plates have the same sheet thicknesses and equal angles of attack on their careers and are formed with the same maximum compression travel of the raceways. This has proven to be particularly advantageous in terms of achieving the same spring characteristics for both bearing washers of Axial anymorelzlagers. However, it may also be advantageous in certain applications to form both bearing discs with different spring characteristics. In such cases it is possible to lent to use at the same angles of attack of the tracks different sheet thicknesses for both bearing discs or to use the same sheet thickness for the bearing discs and to vary the angle of attack of a career against the angle of attack of the other career.
  • annular beads are also suitable for selectively influencing the Ferderkennlinien the bearing discs, since it is also possible to make them variable in depth so that, for example, smaller annular thicknesses are formed with smaller sheet thicknesses and shallower annular thicknesses in larger sheet thicknesses in the bearing discs.
  • a not insignificant influence on the frictional torque of the axial roller bearing in the unloaded state also has the arrangement of the annular beads in the raceways of the bearing discs.
  • the annular beads in the raceways of the bearing disks it is more advantageous according to claim 9 for the annular beads in the raceways of the bearing disks to be located directly opposite each other on the pitch circle diameter of the rolling elements. are positioned opposite each other on the pitch diameter of the rolling elements or in the vicinity thereof, since with this measure, the relatively lower career support of the rolling elements in this embodiment can be compensated.
  • FIG. 1 shows an enlarged cross section of a first embodiment of an axial rolling bearing designed according to the invention
  • FIG. 2 shows an enlarged cross section of a variant of the first embodiment of the axial rolling bearing designed according to the invention
  • FIG. 3 shows an enlarged cross section of a second embodiment of an axial rolling bearing designed according to the invention.
  • axial needle bearing Axial maybelzlager 1 which consist essentially of a first annular bearing disk 2 and a second annular bearing disk 3 of a thin-walled steel sheet, at whose inner diameter in each case an unspecified centering is formed and each spaced from each other on a common central axis A M are arranged.
  • the axial rolling bearing 1 has a plurality of juxtaposed in a row and designed as a bearing needles rolling elements 4, which roll between the raceways 5, 6 formed axial inner sides of both bearing discs 2, 3 and held by a bearing cage 7 at regular intervals.
  • the bearing discs 2, 3 of the illustrated Axialmélzlager 1 according to the invention as a load-dependent spring-loaded disc springs with angled raceways 5, 6 are formed and arranged to each other, that the rolling elements 4 in the unloaded state of Axial maybelzlagers 1 a low friction Point contact and only in the fully loaded state of the axial roller bearing 1 a fully sustainable line contact to the raceways 5, 6 have.
  • Rolling bearing 1 is that the bearing discs 2, 3 of the same sheet metal thickness and the same size angle ⁇ , ß on their raceways 5, having 6 and are formed with the same maximum compression travel ⁇ - ,, ⁇ 2 of the raceways 5,. 6 This makes it possible for both bearing discs 2, 3 of the axial roller bearing 1 to achieve the same spring characteristics with consistently soft bias.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Axialwälzlager (1), insbesondere Axialnadellager, im Wesentlichen bestehend aus einer ersten ringförmigen Lagerscheibe (2) und einer zweiten ringförmigen Lagerscheibe (3), die jeweils aus einem dünnwandigen Stahlblech bestehen und beabstandet zueinander auf einer gemeinsamen Mittelachse (AM) angeordnet sind, sowie aus einer Vielzahl in einer Reihe nebeneinander angeordneter Wälzkörper (4), die zwischen den als Laufbahnen (5, 6) ausgebildeten axialen Innenseiten beider Lagerscheiben (2, 3) abrollen und durch einen Lagerkäfig (7) in gleichmäßigen Abständen zueinander gehalten werden. Erfindungsgemäß die sind Lagerscheiben (2, 3) des Axialwälzlager (1) als lastabhängig einfedernde Tellerfedern mit winkelig angestellten Laufbahnen (5, 6) ausgebildet und derart zueinander angeordnet, dass die Wälzkörper (4) im unbelasteten Zustand des Axialwälzlagers (1) einen reibungsarmen Punktkontakt und nur im voll belasteten Zustand des Axialwälzlagers (1) einen tragfähigen Linienkontakt zu den Laufbahnen (5, 6) aufweisen.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Axialwälzlager, insbesondere Axialnadellager Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft ein Axialwälzlager nach den oberbegriffsbildenden Merk- malen des Patentanspruchs 1 , und sie ist insbesondere vorteilhaft an Axialnadellagern zur Lagerung der Planetenträger oder der Kupplungsträger bzw. des Pumpenrades oder des Turbinenrades in PKW-Automatikgetrieben realisierbar. Hintergrund der Erfindung
Die häufigste Ausführungsform von PKW-Automatikgetrieben sind sogenannte Wandlergetriebe, die sich von herkömmlichen und von automatisierten Schaltgetrieben vor allem durch einen Zugkraftunterbrechungsfreien Schaltvorgang unterscheiden. Derartige PKW-Automatikgetriebe verwenden in der Regel einen hydraulischen Drehmomentenwandler als Anfahrkupplung, der aus einem Pumpenrad, einem Leitrad und einem Turbinenrad besteht und setzen sich im Wesentlichen aus einer unterschiedlichen Anzahl an Lamellenkupplungen sowie einer Kombination von mehreren Planetengetrieben zusammen. Alle Schalt- und Kupplungsvorgänge erfolgen dabei über verschiedene Freiläufe sowie mit den Lamellenkupplungen, welche die kraftschlüssige Verbindung der einzelnen Planetengetriebestufen mit den Ein- und Abgangswellen des Automatikgetriebes herstellen. Ein Gangwechsel erfolgt somit durch allmähliches Abschalten eines ersten, aus einer Kupplung und einer Welle eines Planeten- getriebes bestehenden Schaltelementes und gleichzeitiges Aufschalten eines zweiten, aus einer weiteren Kupplung und einer anderen Welle eines Planetengetriebes bestehenden Schaltelementes für den nächsten Gang, bis am Ende des Gangwechsels das gesamte Drehmoment des ersten Schaltelemen- tes vom zweiten Schaltelement übernommen wird.
Da im hydraulischen Drehmomentenwandler sowie während der einzelnen Schaltvorgänge zwischen den Lamellenkupplungen und den Planetengetrieben auch erhebliche Axialkräfte wirken, sind in modernen Automatikgetrieben zur Vermeidung von Reibungs- und Wirkungsgradverlusten das Pumpenrad und das Turbinenrad sowie die einzelnen Kupplungs- und Planetenträger je nach Anzahl der Schaltgänge durch bis zu 17 Axialnadellager gegeneinander abgestützt. Derartige Axialnadellager sind aus dem Katalog„Wälzlager" der Anmelderin vom Januar 2006 auf den Seiten 776 bis 782 unter der Produktbezeich- nung AX bekannt und bestehen im Wesentlichen aus einer ersten ringförmigen Lagerscheibe und einer zweiten ringförmigen Lagerscheibe, die jeweils aus einem dünnwandigen Stahlblech bestehen und beabstandet zueinander auf einer gemeinsamen Mittelachse angeordnet sind. Zwischen den als Laufbahnen ausgebildeten axialen Innenseiten beider Lagerscheiben rollen dabei eine Vielzahl in einer Reihe nebeneinander angeordneter Lagernadeln ab, die durch einen Lagerkäfig in gleichmäßigen Abständen zueinander gehalten werden und zusammen mit dem Lagerkäfig einen Nadelkranz bilden.
Unter dauerhaften Betriebsbedingungen solcher Automatikgetriebe hat es sich jedoch gezeigt, dass die eingesetzten Axialnadellager nach wie vor noch Reibungsverluste verursachen, die für eine Minderung des angestrebten Wirkungs-grades der Automatikgetriebe mitursächlich sind und deren Reduzierung somit vor allem vor dem Hintergrund aktueller Forderungen zur Reduzierung des CO2- Ausstoßes von Kraftfahrzeugen mit Verbrennungsmotoren erhebli- ches Potenzial bieten. Die Wirkungsgradminderung ist dabei hauptsächlich auf den häufigen Wechsel der Axialnadellager zwischen belastetem und lastfreiem Zustand zurückzuführen, der aus den einzelnen Schaltvorgängen im Automatikgetriebe resultiert. Dabei weisen die Axialnadellager im belasteten Zustand hohe Reibmomente auf, die aus dem Linienkontakt der Wälzkörper zu den Laufbahnen der Lagerscheiben und aus dem durch unterschiedliche Umlaufgeschwindigkeiten am Kopf- und Fußkreis der Wälzkörper hervorgerufenen Wälzkörperschlupf resultieren. Im unbelasteten Zustand der Axialwälzlager verringert sich zwar das aus dem Linienkontakt der Wälzkörper zu ihren Lauf- bahnen resultierende Reibmoment, jedoch erhöht sich in diesem Zustand der erwähnte Wälzkörperschlupf soweit, dass es zu einem kinematisch unsauberen Abrollen der Wälzkörper auf den Laufbahnen bis hin zum Stillstand der Wälzkörper bzw. des gesamten Nadelkranzes kommt, bei dem die Wälzkörper nur noch über ihre Laufbahnen rutschen und somit ein ähnlich hohes Reibmoment wie im belasteten Zustand der Axialwälzlager verursachen. Außerdem kommt es bei plötzlich ein-setzender Belastung der Axialwälzlager und der damit verbundenen schlagartigen Beschleunigung des Nadelkranzes zum sogenannten Anschmieren der Wälzkörper auf ihren Laufbahnen, welches neben der Rei- bungserwärmung der Wälzkörper einen erhöhten Verschleiß der Laufbahnen verursacht und letztendlich für eine verkürzte Lebensdauer der Axialnadellager ursächlich ist.
Zur Vermeidung der aus dem Wälzkörperschlupf resultierenden Nachteile bei Axialwälzlagern wurde es zwar durch die DE 199 24 018 A1 vorgeschlagen, die Laufbahnen der Wälzkörper über deren gesamte Breite nach innen gewölbt auszubilden, jedoch hat eine solche Maßnahme die angestrebten Wirkungen nicht bzw. nicht in vollem Maße erfüllen können, da sich die axiale Einfeder- steifigkeit derartig ausgebildeter Lagerringe als noch zu hoch erwiesen hat und es in bestimmten Zwischenlastbereichen nach wie vor zu dem beschriebenen Wälzkörperschlupf kommt, der die Ursache für durchgängig hohe Reibmomente sowohl im belasteten als auch im unbelasteten Zustand der Axialwälzlager ist. Aufgabe der Erfindung
Ausgehend von den dargelegten Nachteilen des bekannten Standes der Technik liegt der Erfindung deshalb die Aufgabe zu Grunde, ein Axialwälzlager, insbesondere Axialnadellager, zu konzipieren, welches sich zumindest im unbe- lasteten Zustand durch wesentlich geringere Reibmomente als im belasteten Zustand auszeichnet.
Beschreibung der Erfindung Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe bei einem Axialwälzlager nach dem O- berbegriff des Anspruchs 1 derart gelöst, dass die Lagerscheiben des Axialwälzlagers als lastabhängig einfedernde Tellerfedern mit winkelig angestellten Laufbahnen ausgebildet und derart zueinander angeordnet sind, dass die Wälzkörper im unbelasteten Zustand des Axialwälzlagers einen reibungsarmen Punktkontakt und nur im voll belasteten Zustand des Axialwälzlagers einen voll tragfähigen Linienkontakt zu den Laufbahnen aufweisen. Der Erfindung liegt somit die Erkenntnis zugrunde, dass es durch die Integration einer Tellerfederfunktion in die Lagerscheiben des Axialwälzlagers in einfacher Weise möglich ist, die eingangs beschriebenen lastfreien Zustände an Axialwälzlagern, bei denen es zu einem kinematisch unsauberen Abrollen der Wälzkörper auf den Laufbahnen bis hin zum Stillstand der Wälzkörper bzw. des gesamten Nadelkranzes kommt, so dass die Wälzkörper nur noch über ihre Laufbahnen rutschen und somit ein ähnlich hohes Reibmoment wie im belasteten Zustand der Axialwälzlager verursachen, zu vermeiden. Die Tellerfederfunktion in die Lagerscheiben bewirkt dabei, dass die Lagerscheiben vor allem im unbelasteten Zustand einen reibungsarmen Punktkontakt zu den Wälzkörpern aufweisen, so dass diese kinematisch nahezu optimal auf ihren Laufbahnen abrollen und wesentlich geringere Reibmomente als im belasteten Zustand des Axialwälzlager verursachen. Denkbar ist sogar, dass bereits die Ausbildung einer der beiden Lagerscheiben als Tellerfeder zu einer Verringerung des Reibmomentes eines Axialwälzlagers im unbelasteten Zustand bei- trägt.
Bevorzugte Ausgestaltungen und Weiterbildungen des erfindungsgemäß ausgebildeten Axialwälzlagers werden in den Unteransprüchen beschrieben. Danach ist es gemäß Anspruch 2 bei dem erfindungsgemäß ausgebildeten Axialwälzlager vorgesehen, dass der Anstellwinkel der Laufbahn der einen Lagerscheibe positiv und der Anstellwinkel der Laufbahn der anderen Lagerscheibe negativ ausgebildet ist und beide Laufbahnen eine geradlinig vonein- ander weg verlaufende Anordnung zueinander aufweisen. Der positive und negative Anstellwinkel der Laufbahnen ist dabei unter Bezug auf die jeweilige Ebene der Innendurchmesser beider Lagerscheiben zu verstehen, die eine gedachte Nulllinie darstellt, von der sich die Laufbahnen nach oben bzw. nach unten entfernen. Die geradlinig voneinander weg verlaufende Anordnung der Lagerscheiben bewirkt dann, dass die Laufbahnen beider Lagerscheiben im unbelasteten Zustand des Axialwälzlagers gemäß Anspruch 4 jeweils nur am Fußkreisdurchmesser der Wälzkörper mit diesen in Punktkontakt stehen und dadurch das Reibmoment im Axialwälzlager senken.
Als alternative Ausführungsform des erfindungsgemäß ausgebildeten Axialwälzlagers ist es nach Anspruch 3 jedoch auch möglich, die Anstellwinkel der Laufbahnen der Lagerscheiben beide positiv auszubilden, so dass beide Laufbahnen eine geradlinig parallel verlaufende Anordnung zueinander aufweisen. Auch hier ist der positive Anstellwinkel beider Laufbahnen wieder unter Bezug auf die jeweilige Ebene der Innendurchmesser beider Lagerscheiben zu verstehen, die eine gedachte Nulllinie darstellt, von der sich die Laufbahnen gleichmäßig nach oben entfernen. Die geradlinig parallel verlaufende Anordnung der Lagerscheiben bewirkt in diesem Fall, dass gemäß Anspruch 5 im unbelasteten Zustand des Axialwälzlagers die Laufbahn der einen Lagerscheibe am Fußkreisdurchmesser und die Laufbahn der anderen Lagerscheibe am Kopfkreisdurchmesser der Wälzkörper mit diesen in Punktkontakt steht und dadurch ebenfalls das Reibmoment im Axialwälzlager gesenkt wird. Unabhängig von den beschriebenen Ausführungsformen zeichnet sich das erfindungsgemäß ausgebildete Axialwälzlager gemäß Anspruch 6 darüber hinaus noch dadurch aus, dass die Lagerscheiben gleiche Blechstärken sowie gleich große Anstellwinkel an ihren Laufbahnen aufweisen und mit dem gleichen maximalen Einfederweg der Laufbahnen ausgebildet sind. Dies hat sich besonders vorteilhaft hinsichtlich der Erzielung gleicher Federkennlinien für beide Lagerscheiben des Axialwälzlagers erwiesen. Es kann in bestimmten Anwendungsfällen jedoch auch vorteilhaft sein, beide Lagerscheiben mit unterschiedlichen Federkennlinien auszubilden. In solchen Fällen ist es dann mög- lieh, bei gleichen Anstellwinkeln der Laufbahnen unterschiedliche Blechstärken für beide Lagerscheiben zu verwenden oder gleiche Blechstärken für die Lagerscheiben zu verwenden und den Anstellwinkel der einen Laufbahn gegenüber dem Anstellwinkel der anderen Laufbahn zu variieren. Eine weitere Variie- rungsmöglichkeit für die Federkennlinien der Lagerscheiben ergibt sich darüber hinaus, wenn unterschiedliche Blechstärken für die Lagerscheiben verwendet werden und auch die Anstellwinkel der Laufbahnen unterschiedliche Werte aufweisen. Eine ebenfalls von der jeweiligen Ausführungsform unabhängige zweckmäßige Weiterbildung des erfindungsgemäß ausgebildeten Axialwälzlagers ist es nach Anspruch 7 desweiteren, dass die Laufbahnen beider Lagerscheiben zusätzlich mit zu den Wälzkörpern gerichteten, umlaufenden Ringsicken ausgebildet sind, deren Breite kleiner als die Breite der Wälzkörper ist. Mit Hilfe derartiger Ring- sicken ist es möglich, die bei glatter Tellerfederform relativ weiche Vorspannung der Lagerscheiben innerhalb der Federkennlinie partiell etwas härter zu gestalten, wenn sich dies für bestimmte Anwendungsfälle als vorteilhaft erweisen sollte. Dabei eignen sich solche Ringsicken zudem zur gezielten Beeinflussung der Ferderkennlinien der Lagerscheiben, da es auch hier möglich ist, diese in ihrer Tiefe derart variabel zu gestalten, dass beispielsweise bei kleineren Blechstärken tiefere Ringsicken und bei größeren Blechstärken flachere Ringsicken in die Lagerscheiben eingeformt werden.
Einen nicht unerheblichen Einfluss auf das Reibmoment des Axialwälzlagers im unbelasteten Zustand hat auch die Anordnung der Ringsicken in den Laufbahnen der Lagerscheiben. Bei der beschriebenen ersten Ausführungsform des erfindungsgemäß ausgebildeten Axialwälzlagers ist es dabei gemäß Anspruch 8 vorteilhaft, die Ringsicken in den Laufbahnen der Lagerscheiben sich gerade gegenüberliegend jeweils in der Nähe des Fußkreisdurchmessers der Wälz- körper zu positionieren, um die angestrebte Reibungsreduzierung des Axialwälzlager im unbelasteten Zustand im größtmöglichen Bereich zu halten. Bei der genannten zweiten Ausführungsform ist es nach Anspruch 9 dagegen vorteilhafter, dass die Ringsicken in den Laufbahnen der Lagerscheiben sich gerade gegenüberliegend jeweils auf dem Teilkreisdurchmesser der Wälzkör- gegenüberliegend jeweils auf dem Teilkreisdurchmesser der Wälzkörper oder in der Nähe dessen positioniert sind, da mit dieser Maßnahme die bei dieser Ausführungsform vergleichsweise geringere Laufbahnunterstützung der Wälzkörper ausgeglichen werden kann.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Das erfindungsgemäß ausgebildete Axialwälzlager wird nachfolgend in mehreren bevorzugten Ausführungsformen unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen näher erläutert. Dabei zeigen:
Figur 1 einen vergrößerten Querschnitt einer ersten Ausführungsform eines erfindungsgemäß ausgebildeten Axialwälzlagers;
Figur 2 einen vergrößerten Querschnitt einer Variante der ersten Ausführungsform des erfindungsgemäß ausgebildeten Axialwälzlagers;
Figur 3 einen vergrößerten Querschnitt einer zweiten Ausführungsform eines erfindungsgemäß ausgebildeten Axialwälzlagers.
Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
Aus den Figuren 1 bis 3 gehen drei jeweils als einreihige Axialnadellager ausgebildete Axialwälzlager 1 hervor, welche im Wesentlichen aus einer ersten ringförmigen Lagerscheibe 2 und einer zweiten ringförmigen Lagerscheibe 3 aus einem dünnwandigen Stahlblech bestehen, an deren Innendurchmesser jeweils ein nicht näher bezeichneter Zentrierbord angeformt ist und die jeweils beabstandet zueinander auf einer gemeinsamen Mittelachse AM angeordnet sind. Darüber hinaus weist das Axialwälzlager 1 eine Vielzahl in einer Reihe nebeneinander angeordneter und als Lagernadeln ausgebildeter Wälzkörper 4 auf, die zwischen den als Laufbahnen 5, 6 ausgebildeten axialen Innenseiten beider Lagerscheiben 2, 3 abrollen und durch einen Lagerkäfig 7 in gleichmäßigen Abständen zueinander gehalten werden. Desweiteren ist aus allen drei Figuren klar ersichtlich, dass die Lagerscheiben 2, 3 der dargestellten Axialwälzlager 1 erfindungsgemäß als lastabhängig einfedernde Tellerfedern mit winkelig angestellten Laufbahnen 5, 6 ausgebildet und derart zueinander angeordnet sind, dass die Wälzkörper 4 im unbelasteten Zustand des Axialwälzlagers 1 einen reibungsarmen Punktkontakt und nur im voll belasteten Zustand des Axialwälzlagers 1 einen voll tragfähigen Linienkontakt zu den Laufbahnen 5, 6 aufweisen. Deutlich sichtbar ist dabei bei den in den Figuren 1 und 2 gezeigten Axialwälzlagern 1 der stark übertrieben dargestellte Anstellwinkel α der Laufbahn 5 der ersten Lagerscheibe 2 positiv und der ebenfalls stark übertrieben dargestellte Anstellwinkel ß der Laufbahn 6 der zweiten Lagerscheibe 3 negativ ausgebildet ist, so dass beide Laufbahnen 5, 6 eine geradlinig voneinander weg verlaufende Anordnung zueinander aufweisen. Bei dem in Figur 3 dargestelltem Axialwälzlager 1 sind dagegen die ebenfalls übertrieben dargestellten Anstellwinkel α, ß der Laufbahnen 5, 6 beider Lagerscheiben 2, 3 positiv ausgebildet, so dass beide Laufbahnen 5, 6 eine geradlinig parallel verlaufende Anordnung zueinander aufweisen. In beiden Fällen ist der positive oder negative Anstellwinkel der Laufbahnen 5, 6 jeweils unter Bezug auf die nicht näher bezeichneten Ebenen der Innendurchmesser beider Lagerscheiben 2, 3 zu verstehen, die jeweils eine gedachte Nulllinie darstellen, von der sich die Laufbahnen 5, 6 in der gezeichneten Lage nach oben oder nach unten entfernen.
Weiterhin ist in den Figuren 1 und 2 zu sehen, dass die Laufbahnen 5, 6 beider Lagerscheiben 2, 3 im dargestellten unbelasteten Zustand des Axialwälzlagers 1 jeweils nur am Fußkreisdurchmesser DF der Wälzkörper 4 mit den Wälzkörpern 4 in Punktkontakt stehen. Bei der in Figur 3 gezeigten Ausführungsform stehen die Laufbahnen 5, 6 beider Lagerscheiben 2, 3 im unbelasteten Zustand des Axialwälzlagers 1 dagegen jeweils am Fußkreisdurchmesser DF bzw. am Kopfkreisdurchmesser DK der Wälzkörper 4 mit diesen in Punktkontakt, wobei beide Arten des Punktkontaktes das Reibmoment im Axialwälzlager 1 senken.
Eine vorteilhafte Weiterbildung der in den Zeichnungen dargestellten Axial- Wälzlager 1 ist es, dass die Lagerscheiben 2, 3 gleiche Blechstärken sowie gleich große Anstellwinkel α, ß an ihren Laufbahnen 5, 6 aufweisen und mit dem gleichen maximalen Einfederweg Δ-,, Δ2 der Laufbahnen 5, 6 ausgebildet sind. Dadurch ist es möglich, für beide Lagerscheiben 2, 3 des Axialwälzlagers 1 gleiche Federkennlinien mit durchgängig weicher Vorspannung zu erzielen. Sollte es sich für bestimmte Anwendungsfälle jedoch als vorteilhaft erweisen diese weiche Vorspannung der Lagerscheiben 2, 3 innerhalb der Federkennlinie partiell etwas härter zu gestalten, ist es auch möglich, die Laufbahnen 5, 6 beider Lagerscheiben 2, 3, wie in den Figuren 2 und 3 abgebildet, zusätzlich mit zu den Wälzkörpern 4 gerichteten, umlaufenden Ringsicken 8, 9 auszubilden, deren Breite kleiner als die Breite der Wälzkörper 4 ist.
Bei der in Figur 2 gezeigten Variante der ersten Ausführungsform des Axialwälzlagers 1 hat es sich dabei am vorteilhaftesten erwiesen, diese Ringsicken 8, 9 in den Laufbahnen 5, 6 der Lagerscheiben 2, 3 sich gerade gegenüberliegend jeweils in der Nähe des Fußkreisdurchmessers DF der Wälzkörper 4 zu positionieren, um eine größtmögliche Reibungsreduzierung des Axialwälzla- gersl im unbelasteten Zustand zu erreichen. Bei der in Figur 3 abgebildeten zweiten Ausführungsform des Axialwälzlagers 1 ist es dagegen vorteilhafter, wenn die Ringsicken 8, 9 in den Laufbahnen 5, 6 der Lagerscheiben 2, 3 sich gerade gegenüberliegend jeweils auf dem Teilkreisdurchmessers DT der Wälzkörper 4 positioniert sind, um die bei dieser Ausführungsform vergleichsweise geringere Laufbahnunterstützung der Wälzkörper 4 auszugleichen.
Bezugszahlenliste
1 Axialwälzlager
2 erste Lagerscheibe
3 zweite Lagerscheibe
4 Wälzkörper
5 Laufbahn an 2
6 Laufbahn an 3
7 Lagerkäfig
8 Ringsicke in 5
9 Ringsicke in 6
AM Mittelachse von 1
α Anstellwinkel von 5
ß Anstellwinkel von 6
DF Fußkreisdurchmesser von 4
DK Kopfkreisdurchmesser von 4
DT Teilkreisdurchmesser von 4
Δι Einfederweg von 5
Δ2 Einfederweg von 6

Claims

Patentansprüche
Axialwälzlager (1 ), insbesondere Axialnadellager, im Wesentlichen bestehend aus einer ersten ringförmigen Lagerscheibe (2) und einer zweiten ringförmigen Lagerscheibe (3), die jeweils aus einem dünnwandigen Stahlblech bestehen und beabstandet zueinander auf einer gemeinsamen Mittelachse (AM) angeordnet sind, sowie aus einer Vielzahl in einer Reihe nebeneinander angeordneter Wälzkörper (4), die zwischen den als Laufbahnen (5, 6) ausgebildeten axialen Innenseiten beider Lagerscheiben (2, 3) abrollen und durch einen Lagerkäfig (7) in gleichmäßigen Abständen zueinander gehalten werden, dadurch gekennzeichnet, dass die Lagerscheiben (2, 3) als lastabhängig einfedernde Tellerfedern mit winkelig angestellten Laufbahnen (5, 6) ausgebildet und derart zueinander angeordnet sind, dass die Wälzkörper (4) im unbelasteten Zustand des Axialwälzlagers (1 ) einen reibungsarmen Punktkontakt und nur im voll belasteten Zustand des Axialwälzlagers (1 ) einen voll tragfähigen Linienkontakt zu den Laufbahnen (5, 6) aufweisen.
Axialwälzlager nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Anstellwinkel (a) der Laufbahn (5) der einen Lagerscheibe (2) positiv und der Anstellwinkel (ß) der Laufbahn (6) der anderen Lagerscheibe (3) negativ ausgebildet ist und beide Laufbahnen (5, 6) eine geradlinig voneinander weg verlaufende Anordnung zueinander aufweisen.
Axialwälzlager nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Anstellwinkel (a, ß) der Laufbahnen (5, 6) beider Lagerscheiben (2, 3) positiv ausgebildet sind und beide Laufbahnen (5, 6) eine geradlinig parallel verlaufende Anordnung zueinander aufweisen.
Axialwälzlager nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Laufbahnen (5, 6) beider Lagerscheiben (2, 3) im unbelasteten Zustand des Axialwälzlagers (1 ) jeweils nur am Fußkreisdurchmesser (DF) der Wälzkörper (4) mit den Wälzkörpern (4) in Punktkontakt stehen.
5. Axialwälzlager nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Laufbahnen (5, 6) beider Lagerscheiben (2, 3) im unbelasteten Zustand des Axialwälzlagers (1 ) jeweils am Fußkreisdurchmesser (DF) bzw. am Kopfkreisdurchmesser (DK) der Wälzkörper (4) mit diesen in Punktkontakt stehen.
6. Axialwälzlager nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Lagerscheiben (2, 3) gleiche Blechstärken sowie gleich große Anstellwinkel (a, ß) an ihren Laufbahnen (5, 6) aufweisen und mit dem gleichen maximalen Einfederweg (Δι, Δ2) der Laufbahnen (5, 6) ausgebildet sind.
7. Axialwälzlager nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Laufbahnen (5, 6) beider Lagerscheiben (2, 3) zusätzlich mit zu den Wälzkörpern (4) gerichteten, umlaufenden Ringsicken (8, 9) ausgebildet sind, deren Breite kleiner als die Breite der Wälzkörper (4) ist.
8. Axialwälzlager nach Anspruch 2 und 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Ringsicken (8, 9) in den Laufbahnen (5, 6) der Lagerscheiben (2, 3) sich gerade gegenüberliegend jeweils in der Nähe des Fußkreisdurchmessers (DF) der Wälzkörper (4) positioniert sind.
9. Axialwälzlager nach Anspruch 3 und 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Ringsicken (8, 9) in den Laufbahnen (5, 6) der Lagerscheiben (2, 3) sich gerade gegenüberliegend jeweils auf dem Teilkreisdurchmessers (DT) der Wälzkörper (4) positioniert sind.
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