Gas- oder flüssigkeitsgeschmiertes Gleitlager Die bei gasgeschmierten, vorzugsweise statischen, Gleitlagern notwendige, die Gaslagerung überhaupt erst ermöglichende Drosselung des dem Lagerspalt zugeführten Druckgases vor dem Eintritt des Druck gases in den Lagerspalt wurde bei den bekannten Anordnungen bisher durch feine Drosselbohrungen oder Drosselspalte erzielt.
Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe besteht darin, die komplizierte und teure Fertigung der feinen Drosselbohrungen bzw. der feinen Dros selspalte, z. T. Ringspalten, zu vermeiden und einen anderen Weg zur Drosselung zu finden, der bei Ein haltung mindestens gleicher Toleranzen einfacher zu begehen ist.
Die Schwierigkeit der Herstellung der bisher ver wendeten Bohrungen ist durch deren geringe Abmes sungen bedingt. Bei einem luftgeschmierten Gleitla ger der bekannten Bauart war beispielsweise für eine Lagerbohrung von 70 mm Durchmesser eine Dros selbohrung von ca. 0,1 mm notwendig. Ein für die Drosselung vorgesehener Ringspalt muss bei einer Lagerbohrung von 90 mm Durchmesser eine Spalt weite von ungefähr 0,03 mm aufweisen.
Um nun die Anordnung derartiger feiner Spalte und Bohrungen in der Lagerbuchse, die auf Grund ihres harten Materials noch besonders schwer zu be arbeiten ist, zu vermeiden, hat man gemäss einer wei teren bekannten Anordnung bereits versucht, die Drosselung durch feine Stichlöcher in einer Folie, die vor oder im Stauraum befestigt wird, zu bewirken. Aber auch diese Ausführungsform hat erhebliche Nachteile; insbesondere ist die Befestigung der Folien bei Lagern mit geringen Dimensionen schwierig, um ständlich und teuer. Ausserdem neigen die Stich löcher, die sehr fein ausgeführt sein müssen, leicht zum Verstopfen.
Die Erfindung betrifft ein gas- oder flüssigkeits geschmiertes Gleitlager zur Aufnahme von Radial- und/oder Axiallasten mit aus feinen Öffnungen beste henden Drosselungen in dem Druckmittel-Einlassweg unter Verwendung mindestens einer Folie, wobei das Gleitlager aus mehreren Einzelteilen zusammenge setzt ist und mindestens eine Stossstelle dieser Ein zelteile mindestens teilweise längs des Lagerspaltrau- mes verläuft oder durch Bohrungen oder Schlitze mit ihm verbunden, ist, welches dadurch gekennzeichnet ist,
dass zwischen die aneinanderstossenden Einzel teile mindestens einmal eine Folie als Abstandshalter gelegt ist, die mit solchen Durchbrüchen versehen ist, dass mindestens ein Verbindungskanal vom Druck- mittel-Einlass zum Lagerspaltraum zwischen den an einanderstossenden Einzelteilen von der Dicke der Folie ausgespart bleibt.
Durch Verwendung einer Folie mit Durchbrü chen können verhältnismässig einfach feine öffnun gen gebildet werden, die sonst auf bekannte Weise nur sehr schwierig herzustellen sind.
Die Erfindung hat gleichzeitig den Vorteil, dass durch Auswechseln der Folie bzw. Folien verschiede ner Dicke beliebige Drosselspaltweiten erzielt werden können. Hierdurch gelingt es auf empirische Weise in verhältnismässig kurzer Zeit optimale Drosselwerte zu erzielen.
In der Zeichnung sind beispielsweise Ausfüh rungsformen des Erfindungsgegenstandes dargestellt. Es zeigen: Fig. 1 einen Längsschnitt durch ein Radialgasla- ger; Fig. 1b einen Schnitt längs der Linie A -B in Fig. 1; Fig. la eine abgewandelte Ausführungsform des in Fig. 1 dargestellten Gaslagers;
Fig. 2 ein Zweifach-Radialgaslager; Fig. <I>2a</I> einen Schnitt längs der Linie A -B in Fig. 2; Fig. 3 einen Längsschnitt durch ein Radial-Axial- lager, längs der Linie C-D in Fig. 3a; Fig. 3a einen Schnitt längs der Linie<I>A -B</I> in Fig. 3, und zwar auf der linken Seite entsprechend dem Schnitt A und auf der rechten Seite entspre chend dem Schnitt B;
Fig. 3b und 3c die in die Hauptlagerflächen ein gearbeiteten Staufelder; Fig. 4 ein Axiallager; Fig. 4a die im in Fig. 4 dargestellten Axiallager verwendete ringförmige Folie; Fig. 5 eine weitere Ausführungsform eines Axial lagers und Fig. 5a die im in Fig. 5 dargestellten Axiallager verwendete topfförmige Folie.
In den Fig. 1, la und lb bedeuten 4 und 5 zwei je ringförmige Teile eines Radiallagers, von denen der Teil 4 das Lagergehäuse und der Teil 5 den Lager deckel bilden. Beide ergeben aufeinandergesetzt das Lager bzw. die Lagerbuchse für eine Welle 6, wobei sie zwischen sich einen ringförmigen Hohlraum 3 bil den, der als Druckraum für das durch eine Eintritts öffnung 7 einströmende Druckgas dient.
An der dem Lagerspaltraum zugewandten und längs diesem ver laufenden Stossstelle ist zwischen die beiden Lager teile 4 und 5 eine Folie 1 gelegt, die in das Innere des Druckraumes 3 radial hineinragt. Die Drosselung ist durch die Foliendieke s1 und die radiale Erstreckung der Stossstelle h sowie die Breite b1 der zweckmäs- sig ausgestanzten Aussparungen 2 der Folie 1 be dingt.
Mit 8 ist ein Dichtungsring, der zweckmässig aus Gummi oder einem anderen elastischen oder pla stischen Material, gegebenenfalls Blei, besteht, be zeichnet, der die andere Stossstelle der beiden Lager teile 4 und 5 gegen den Aussenraum abdichtet.
Fig. la zeigt insofern eine gewisse Abwandlung gegenüber der Ausführungsform nach Fig. 1, als die in Fig. la mit 9 bezeichnete Folie an ihrem äusseren Rand innerhalb des Druckraumes 3 in axialer Rich tung umgebogen ist, so dass die Folie als Ganzes Topfform annimmt und sich der in Fig. 1a etwas kantig ausgebildeten Stossstelle des Gehäuses 4 an schmiegt. Hierdurch wird eine einfachere Montage bei gut reproduzierbarer Zentrierung der Folie relativ zum Lager ermöglicht.
Die Tragwirkung des beschriebenen Lagers wird durch den statischen Überdruck des Schmiermittels erzeugt. Gegenüber den mit dynamischer Schmierung versehenen Gleitlagern haben die mit statischer Schmierung versehenen Lager bei der Wellendreh zahl n=0 schon ihre volle Tragkraft. Die nicht rotie rende Welle befindet sich im reinen Schwimmzu stand.
Wie Fig. 1 zeigt, erfolgt die Druckluftzufuhr zum Lagerspalt
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und der Baulänge L durch die am Lagerzapfenumfang vorgesehenen Verbindungs- kanäle, die ja aus dem Druckraum 3 und einem Durchbruch der Folie 2 bestehen.
Sinkt die Welle unter der Last PG um die Exzentrizität e ab, so ver- grössert sich in der oberen Lagerschalenhälfte der Lagerspaltquerschnitt, während er in der unteren Lagerschalenhälfte um den gleichen Betrag der Ex- zentrizität e vermindert wird.
Hierdurch entsteht in dem Strömungsweg des, oberen Lagerspaltes eine Widerstandsverringerung und infolge der Drosselung in den Einlasskammern 2 eine Drucksenkung. Da gegen hat sich gleichzeitig in dem unteren Lagerspalt der Strömungswiderstand vergrössert, was einen Druckanstieg bedingt.
Aus den Differenzdrücken der Lagerschalenhälften resultiert eine der Last PG ent- gegengerichtete Überdruckkraft P;t. Im Schwimm zustand halten sich die beiden Kräfte das Gleich gewicht.
Damit die vorgenannte Wirkung, d. h. ein Trageffekt zustande kommt, müssen die beiden seit- lichen Gasabführungsquerschnitte in ihrer Summe grösser sein als die Gaseinlassquerschnitte der Druck- gaseinlasskammern.
In Fig. 2 ist ein, Zweifach-Radiallager dargestellt, bei welchem die Lagerbuchse 10 aus einem Stück besteht. Die Lagerbuchse 10 gestattet eine exakte Herstellung der Lagerbohrung. Die Drosselfolien 1 sind hier aussen um die Lagerbuchse 10 angeordnet. Planparallele Distanzbuchsen 11 bringen die Folien auf gewisse Abstände. Stauräume 12 in Form von Schlitzen in der Lagerbuchse stellen die Verbindung zwischen den Druckgas-Einlasskammern 2 der Folien 1 und der Lagerbohrung her.
Somit setzt sich jeder Verbindungskanal vom Druckmittel-Einlass 7 zum Lagerspaltraum S aus dem Druckraum 3, einem Durchbruch 2 einer Folie 1 und einem Stauraum 12 zusammen.
Die Fig. 3 zeigt im Schnitt die Kombination eines Radial- und Axiallagers; die Fig. 3a gibt zwei ver schiedene Ansichten desselben Lagers wieder. Das Radiallager entspricht dabei in seinen Merkmalen dem in Fig. la dargestellten Radiallager. Der axiale Lagerteil setzt sich aus den zwei parallel zueinander angeordneten Platten 13 und 14 zusammen, zwischen die als Abstandshalter die Folie 15 gelegt ist. Die Form der Folien-Durchbrüche ist aus der Fig. 3a zu ersehen.
Die nicht dargestellte Einlassöffnung für das Druckmittel entspricht der der Fig. 1. Die Druckgas ströme zur Schmierung des Radial- und Axiallagers sind parallel geschaltet, wobei beiden Drosselungen ein gemeinsamer Druckraum 3 vorgeschaltet ist. In dem axialen Lagerteil 14 sind wiederum Stauräume 12a angeordnet, die die Druckgas-Einlasskammern 2 der Folie 15 mit dem Lagerspaltraum verbinden.
Fig. 3b und 3c zeigen die in der Hauptlagerfläche des Lagers nach Fig.3 und Fig. 3a eingearbeiteten Staufelder in Form von Kreissektoren bzw. Kreisflä chen. Dabei erstreckt sich der Druckabfall vom Rand der Staufelder über die Hauptfläche hin. In einer Al ternativausführung könnten die Kreissektoren bzw. Kreisflächen auch als vorspringende Teillagerflächen ausgebildet sein, so dass der Druckabfall des Schmiermittels nur über die Teilflächen erfolgt.
Fig. 4 und Fig. 5 zeigen je ein erfindungsgemäss ausgebildetes Axiallager. Der axiale Lagerteil besteht hier aus einem Hauptlagerteil 16 und einem Gegenla- ger-Gewindezapfen 17, der mit Hilfe eines Ringes 18 die jeweilige Folie - in Fig. 4 die ringförmige Folie 19 und in Fig. 5 die topfförmige Folie 20 - gegen den Hauptlagerteil 16 presst.
Das Druckmittel strömt durch die Eintrittsöffnung 7 in den Druckraum 3 und über die Druckgas-Einlasskammern 2 und den Stau raum 12a in den Lagerspaltraum. Die Form der Fo- liendurchbrüche ist aus den Fig. 4a und 5a zu erse hen, in denen die Folien 19 und 20 separat dargestellt sind.
Es liegt auch im Rahmen der Erfindung, bei einem Lager für Radialbelastung achsparallele Schlitze zu verwenden und bei einem Lager für Axi- albelastung senkrecht zur Achse beispielsweise radial verlaufende Schlitze vorzusehen. Die Lagerteile müs sen dann in entsprechender Weise zusammengesetzt werden.
Eine weitere Abwandlung der Ausführungs beispiele besteht darin, eine hohlzylindrische Lager buchse längs einer vorzugsweise achsparallelen Man tellinie aufzuschlitzen, beispielsweise aufzufräsen, in diesen Schlitz die Drosselfolie einzulegen und dann den Hohlzylinder federnd von aussen zusammenzu pressen, so dass er die Drosselfolie fest einklemmt. Diese bildet dann quasi den Ergänzungsteil zu dem Hohlzylinder, so dass auf diese Weise auch wieder ein zweiteiliges Lager zustande kommt.
Der Druck raum wäre dann ausserhalb beispielsweise durch einen weiteren Hohlzylinder grösseren Durchmessers zu bilden, der - unter Einhaltung eines zweckmässi- gen Abstandes - über den Lagerzylinder geschoben wird. Entsprechende Überlegungen gelten für das Axiallager.
Gas-lubricated or liquid-lubricated plain bearings The throttling of the pressurized gas supplied to the bearing gap before the pressurized gas enters the bearing gap, which is necessary for gas-lubricated, preferably static, slide bearings and which makes gas storage possible in the first place, was achieved in the known arrangements by fine throttle bores or throttle gaps.
The object underlying the invention is the complicated and expensive manufacture of the fine throttle bores or the fine Dros selspalte, z. T. to avoid annular gaps and to find another way of throttling, which is easier to commit with a compliance with at least the same tolerances.
The difficulty of producing the bores used so far is due to their small dimensions. In an air-lubricated Gleitla ger of the known type, for example, a throttle bore of approximately 0.1 mm was necessary for a bearing bore of 70 mm in diameter. An annular gap provided for throttling must have a gap width of approximately 0.03 mm with a bearing bore of 90 mm diameter.
In order to avoid the arrangement of such fine gaps and bores in the bearing bush, which is still particularly difficult to work due to its hard material, one has already tried, according to a further known arrangement, to reduce the throttling through fine needle holes in a film, which is attached in front of or in the storage space. But this embodiment also has considerable disadvantages; In particular, the attachment of the foils in bearings with small dimensions is difficult to cumbersome and expensive. In addition, the stitch holes, which must be very fine, tend to clog easily.
The invention relates to a gas or liquid lubricated sliding bearing for absorbing radial and / or axial loads with existing throttles consisting of fine openings in the pressure medium inlet path using at least one film, the sliding bearing being composed of several individual parts and at least one joint this individual part runs at least partially along the bearing gap or is connected to it by bores or slots, which is characterized by
that between the abutting individual parts at least once a foil is placed as a spacer, which is provided with such openings that at least one connection channel from the pressure medium inlet to the bearing gap space between the abutting individual parts is spared from the thickness of the foil.
By using a film with perforations, fine openings can be formed relatively easily, which are otherwise very difficult to produce in a known manner.
The invention also has the advantage that any desired throttle gap widths can be achieved by exchanging the film or films of different thickness. This enables optimal throttle values to be achieved empirically in a relatively short time.
In the drawing, for example, embodiments of the subject matter of the invention are shown. 1 shows a longitudinal section through a radial gas bearing; FIG. 1b shows a section along the line A-B in FIG. 1; FIG. Fig. La shows a modified embodiment of the gas bearing shown in Fig. 1;
2 shows a double radial gas bearing; FIG. 2a shows a section along the line A-B in FIG. 2; 3 shows a longitudinal section through a radial axial bearing along the line C-D in FIG. 3a; 3a shows a section along the line <I> A -B </I> in FIG. 3, on the left side corresponding to section A and on the right side corresponding to section B;
3b and 3c show the accumulation fields machined into the main storage areas; 4 shows an axial bearing; 4a shows the annular foil used in the axial bearing shown in FIG. 4; Fig. 5 shows a further embodiment of an axial bearing and Fig. 5a the cup-shaped film used in the axial bearing shown in FIG.
In Figs. 1, la and lb mean 4 and 5 two each annular parts of a radial bearing, of which the part 4, the bearing housing and the part 5 form the bearing cover. When placed on top of one another, the two result in the bearing or the bearing bush for a shaft 6, with an annular cavity 3 between them, which serves as a pressure chamber for the pressurized gas flowing in through an inlet opening 7.
At the joint facing the bearing gap and running along this ver, a film 1 is placed between the two bearing parts 4 and 5, which protrudes radially into the interior of the pressure chamber 3. The throttling is due to the film thickness s1 and the radial extension of the joint h as well as the width b1 of the suitably punched out recesses 2 in the film 1.
With 8 is a sealing ring, which is expediently made of rubber or some other elastic or plastic material, possibly lead, there is, be distinguished, which seals the other joint of the two bearing parts 4 and 5 against the outside space.
Fig. La shows a certain modification compared to the embodiment of FIG. 1, as the foil designated in Fig. La with 9 is bent at its outer edge within the pressure chamber 3 in the axial direction Rich, so that the film as a whole assumes pot shape and the joint of the housing 4, which is formed somewhat angularly in FIG. 1a, fits snugly. This enables simpler assembly with easily reproducible centering of the film relative to the bearing.
The load-bearing effect of the bearing described is generated by the static excess pressure of the lubricant. In contrast to the slide bearings with dynamic lubrication, the bearings with static lubrication already have their full load capacity at shaft speed n = 0. The non-rotating shaft is in pure swimming condition.
As FIG. 1 shows, the compressed air is supplied to the bearing gap
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and the overall length L through the connection channels provided on the circumference of the bearing journal, which of course consist of the pressure chamber 3 and an opening in the film 2.
If the shaft sinks by the eccentricity e under the load PG, the bearing gap cross-section increases in the upper half of the bearing shell, while it is reduced by the same amount of eccentricity e in the lower half of the bearing shell.
This results in a resistance reduction in the flow path of the upper bearing gap and, as a result of the throttling in the inlet chambers 2, a pressure reduction. In contrast, the flow resistance in the lower bearing gap has increased at the same time, which causes an increase in pressure.
An overpressure force P; t counter to the load PG results from the differential pressures of the bearing shell halves. When swimming, the two forces are in balance.
So that the aforementioned effect, d. H. If a load-bearing effect occurs, the sum of the two lateral gas discharge cross-sections must be greater than the gas inlet cross-sections of the compressed gas inlet chambers.
In Fig. 2, a double radial bearing is shown in which the bearing bush 10 consists of one piece. The bearing bush 10 allows the bearing bore to be produced precisely. The throttle foils 1 are arranged around the bearing bush 10 on the outside. Plane-parallel spacer sleeves 11 bring the films to certain distances. Storage spaces 12 in the form of slots in the bearing bush establish the connection between the pressurized gas inlet chambers 2 of the foils 1 and the bearing bore.
Thus, each connecting channel from the pressure medium inlet 7 to the bearing gap space S is composed of the pressure space 3, an opening 2 of a film 1 and a storage space 12.
3 shows in section the combination of a radial and axial bearing; 3a shows two different views of the same bearing. The radial bearing corresponds in its features to the radial bearing shown in Fig. La. The axial bearing part is composed of the two plates 13 and 14 arranged parallel to one another, between which the film 15 is placed as a spacer. The shape of the film openings can be seen in FIG. 3a.
The inlet opening, not shown, for the pressure medium corresponds to that of FIG. 1. The compressed gas flows for the lubrication of the radial and axial bearings are connected in parallel, with a common pressure chamber 3 connected upstream of both throttles. In the axial bearing part 14, storage spaces 12a are again arranged, which connect the compressed gas inlet chambers 2 of the film 15 to the bearing gap space.
FIGS. 3b and 3c show the accumulation fields incorporated in the main bearing surface of the bearing according to FIG. 3 and FIG. 3a in the form of circular sectors or circular surfaces. The pressure drop extends from the edge of the accumulation fields over the main surface. In an alternative embodiment, the circular sectors or circular surfaces could also be designed as protruding partial bearing surfaces, so that the pressure drop of the lubricant only takes place over the partial surfaces.
FIGS. 4 and 5 each show an axial bearing designed according to the invention. The axial bearing part here consists of a main bearing part 16 and a counter-bearing threaded pin 17 which, with the aid of a ring 18, presses the respective film - in FIG. 4 the annular film 19 and in FIG. 5 the cup-shaped film 20 - against the main bearing part 16 presses.
The pressure medium flows through the inlet opening 7 into the pressure chamber 3 and via the compressed gas inlet chambers 2 and the storage space 12a into the bearing gap. The shape of the film openings can be seen from FIGS. 4a and 5a, in which the films 19 and 20 are shown separately.
It is also within the scope of the invention to use axially parallel slots in a bearing for radial loading and to provide, for example, radially extending slots in a bearing for axial loading perpendicular to the axis. The bearing parts must then be put together in a corresponding manner.
Another modification of the execution examples is to slit open a hollow cylindrical bearing socket along a preferably axially parallel Man tellinie, for example to mill it, to insert the throttle foil into this slot and then to compress the hollow cylinder resiliently from the outside so that it clamps the throttle foil tightly. This then quasi forms the supplementary part to the hollow cylinder, so that in this way a two-part bearing is created again.
The pressure space would then have to be formed outside, for example, by a further hollow cylinder of larger diameter which - while maintaining an appropriate distance - is pushed over the bearing cylinder. Similar considerations apply to the axial bearing.